Проектирование поперечно-строгального станка с качающейся кулисой

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Проектирование - важнейшая составная часть подготовки студента профессии инженера-механика. Оно начинается в курсе ТММ, проводится в каждом семестре и заканчивается в дипломном проекте; на промышленных предприятиях оно является неотъемлемой частью работ по подготовке к совершенствованию нового производства.

В Республике Беларусь и других странах СНГ машины проектируют в Единой Системе Конструкторской Документации (ЕСКД - ГОСТ 2303-68). Эта система выверена методически, обеспечивает взаимную увязку и высокое качество проектно-конструкторских работ. Знакомство будущего инженера-механика с основными положениями этой системы является совершенно необходимым.

При выполнении данного курсового проекта были получены не только навыки разработки технических предложений (основ творческого начала в его будущей профессии), но и ориентацию относительно существа деятельности инженера-механика, места этой профессии в современном обществе и цели своего пребывания в техническом ВУЗе.

Количество создаваемых машин и механизмов в значительной мере определятся полнотой разработки и использования методов теории механизмов и машин. Чем более полно будут учтены при построении механизмов и машин критерии производительности, надежности, точности и экономичности, тем современнее будут получаемые конструкции.

В данном курсовом проекте произведено проектирование поперечно-строгального станка с качающейся кулисой. Данный механизм предназначен для строгания поверхностей. Станок имеет следующие основные узлы: станина, ползун с резцовой головкой. Привод состоит из зубчатой передачи, планетарного редуктора и электродвигателя.

1. ТЕХНИНО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА СХЕМЫ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА

1.1 Проведение литературных и патентных исследований. Описание прототипа

Прототип - известное техническое решение со свойствами, близкими к заданным. В процессе проектирования машины он служит своеобразным ориентиром для получения решения с требуемыми свойствами. Цели проектирования достигают обоснованным изменением параметров выбранного прототипа.

Изучая рекомендованную и другую литературу находим схему поперечно-строгального станка, которую далее рассматриваем в качестве прототипа.

Поперечно-строгальный станок предназначен для строгания поверхностей. Станок имеет следующие основ ные узлы: станина 1, ползун 2 с резцовой головкой 3, стол 4 (рис. 1). Привод состоит из зубчатой передачи Z4, Z5, планетарного редуктора 6 и электродвигателя 7 (рис. 2а).

Рис. 1. Общий вид поперечно-строгальнго станка с качающейся кулисой.



Рис 2. а) Схема кривошипно-кулисного и кулачкового механизма,

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, состоящий из кривошипа 1, камня 2, кулисы 3, ползунов 4 и 5. Ход ползуна Н выбирается в зависимости от длины lд обрабатываемой поверхности с учетом перебегов 1n 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) задают в зависимости от условий обработки и применяемого инструмента. 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 механиз ма, состоящего из колеса 10, рычага 11 с собачкой, тяги 9 и качающегося толкателя 8.

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 движения толкателя (рис.3) и осуществить подачу резца во время заднего перебега (в конце холостого в начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой, приведенной на рис. 4.

Рис. 4. Циклограмма работы механизмов строгального станка.

1.2 Пояснения к выбору структуры поперечно-строгального станка

Структуру поперечно-строгального станка - прототипа принимаем за основу. В состав станка включаем источник движения - нерегулируемый электродвигатель 1 (рис.1.2.), несущий механизм 2, который обеспечит преобразование вращательного движения электродвигателя в требуемое возвратно-поступательное движение рабочего органа 3, зубчатый механизм 4, снижающий частоту вращения вала электродвигателя до требуемой частоты вращения входного звена несущего механизма, механизм 5 поперечной подачи стола 6, состоящий из коромыслового кулачкового, шарнирного четырехзвенного, храпового и винтового механизмов.

Для динамической устойчивости машинного техпроцесса, снижения тепловых потерь электродвигателя, защиты его от перегрузок, в конечном счете, для повышения к.п.д, в состав станка при необходимости будет введена дополнительная маховая масса в виде махового колеса 7.

В результате получаем предварительную блок-схему станка, которую далее принимаем за основу,

1. Электродвигатель приводной

2. Механизм несущий

3. Рабочий орган (резец)

4. Механизм зубчатый

5. Механизм поперечной подачи

6. Стол с обрабатываемым объектом (деталь)

7. Маховик.

В дальнейшем (в главе 2) определим параметры этой схемы, уточним расположение её элементов.

1.3 Оценки энергопотребления проектируемого поперечно-строгального станка

Рассматриваемый поперечно-строгальный станок относится к технологическим машинам и основной расход энергии приходится на установившееся движение.

За один полный цикл установившегося движения работа двигателя () расходуется на преодоление сил полезного () и вредного () сопротивлений:

поскольку работа других сил - потенциальных (веса, упругости) и сил инерции за цикл установившегося движения равна нулю.

Работу сил трения () учитываем с помощью к.п.д. (). Тогда за цикл



Работу полезных сил () определяем, интегрируя график полезных сил:

Построив график полезных сил в функции перемещения рабочего звена (резца) (см. приложение 2), находим площадь, охватываемую этим графиком, и эту площадь приравниваем работе полезных сил:

= (а + с) = (0.25 + 0.1)2.4 = 0.84 кДж

Передаточный механизм от вала двигателя 1 (рис.1.2.) к рабочему органу - резцу 3 включает зубчатый 4 и несущий рычажный 2 механизмы. Поэтому его к.п.д.

где и - цикловые к.п.д. зубчатого и рычажного механизмов.

Предполагая, что зубчатый механизм будет включать планетарную и простую компенсирующую передачу, его к.п.д. ориентировочно оцениваем как:

Предполагая далее, что рычажный механизм будет шестизвенным (как у станка-прототипа), цикловой его к.п.д. в первом приближении оцениваем как:

Тогда искомый к.п.д. передаточного механизма:

и работа двигателя за цикл движения составит:

Для полной обработки детали требуется

циклов

При этом затраты энергии на обработку одной детали составляют

= ?k* = 1.48?60-2?150 = 0.061 кВт?час,

где - к.п.д. современных асинхронных электродвигателей .

Полученное значение Q* обсуждается с руководителем проекта и используется при составлении планов выпуска изделий в пределах лимитов, выделяемых предприятию на энергию.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЁ ПАРАМЕТРОВ СХЕМЫ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА

2.1 Расчет привода

Привод служит источником механических движений звеньев станка, причем эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной производительностью.

В рассматриваемом агрегате привод включает нерегулируемый короткозамкнутый асинхронный электродвигатель I (рис.2.1) и зубчатую передачу 4, согласующую обороты электродвигателя с оборотами кривошипа несущего механизма.

Считаем, что цикл обработки (один двойной ход резца) будет соответствовать кинематическому циклу, т.е. одному обороту кривошипа несущего механизма. Тогда частоту вращения кривошипа можем определять как:

nКР = Пр = 35 мин -1,

а продолжительность цикла:

сек/дв.ход резца, т.е.цикл.

При этом цикловая мощность приводного двигателя не должна быть менее чем

кВт

По этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода поперечно-строгального станка.

Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.

Из каталога электродвигателей европейской серии ИР, либо серии 4А выписываем в табл. 2.1. параметры электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с NДВ=0.86 кВт. Для серии 4А:

Чтобы получить частоту вращения nкр = 35 мин -1, в каждом из этих случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным отношением

рассчитанные по этой формуле значения занесены в табл. 2.1.

Из всех известных передач с постоянным передаточным отношением наименьшими габаритами, весом и наибольшим к.п.д. обладают зубчатые передачи и прежде всего планетарные механизмы.

Однорядный планетарный механизм (/I/ 40) имеет преимущественное использование (/7/ I03 - 104). Однако он позволяет получить передаточное отношение не более девяти.

Другая применяемая в силовых передачах схема (/I/ рис. 2.14.В) обеспечивает расширение диапазона передаточных отношений (до 15) и имеет меньшие габариты по диаметру, однако по оси передачи размеры получается большими и стоимость изготовления такого редуктора - выше (/7/ I03-104).

Передаточное отношение простой одноступенчатой зубчатой передачи с прямыми зубьями обычно не превышает четырех (/5/ стр. 31).

Исходя из этих соображений, производим разбивку общего передаточного отношения (табл. 2.2):

Таблица 2.2.

№ п/п	Общее передат. отношение зубчатой передачи	Передаточные отношения по ступеням
		Основной вариант	Дополнительный вариант
		Й ступень	ЙЙ ступень	Й ступень	ЙЙ ступень
1 2 3 4	80.28 40.57 26.28 17.14	80.28 7.1 5.0 4.5	- 5.6 5.0 4.0	80.28 6.3 5.0 4.5	- 6.3 5.0 4.0

Анализируя данные таблиц 2.1. и 2.2., приходим к выводу, что по основным параметрам (простота и вес конструкции, пусковые характеристики двигателя, к.п.д. - по мере роста передаточных чисел он уменьшается), для нашего случая оптимальным является привод двигателем марки 4А80АЧУЗ с основным вариантом редуктора, с двумя ступенями зубчатых механизмов: на первой ступени применяем рядовую планетарную передачу, на второй - простую одноступенчатую зубчатую передачу, позволяющую доводить передаточное отношение привода до требуемой величины.

Дополнительный вариант редуктора (табл.2.2), реализуемый с помощью планетарной двухрядной передачи по смешанной схеме имеет преимущества при необходимости соосного расположения валов - двигателя и кривошипа несущего механизма.

Синтез зубчатых механизмов.

Схема зубчатой передачи представлена на рис. 2.1. Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным отношением

Открытая зубчатая передача z4 - z5 имеет передаточное отношение



Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на основе следующих четырёх условий

. Условия выполнения требуемого передаточного отношения:

,

где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу H при закрепленном колесе 3 , а передаточное отношение обращенного механизма

На основания этого из (2.1) получаем

z3 = 6.1?z1

2. Условие правильности зацепления, по которому

Принимая z1 = 20, получаем

z3 = 6.4?z1 = 6.1?20 = 122 зубьев

3. Условия соосности

z1 + 2z2 = z3,

По условию правильности зацепления:

z3 - z2 = 122-51 = 71 >8

4. Условия соседства

из которого число сателлитов

Т.е. число сателлитов может быть К=1, К=2, либо К=3. С целью обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем К=3.

Уточняем передаточное отношение:

Проверяем возможность сборки полученного механизма:

После подстановки чисел:



Это соотношение не удовлетворяется ни при каких целых П и Ц. Поэтому, не меняя величины К (К=3), изменим z1 и подберем новые значения z2 и z3.

Приняв z1 = 21 зубьев будем иметь:

z3 = 6.1?21 = 128.1 (Принимаем z3 = 129),

из условия соосности:

z2 = 0.5?(129-21) = 54 зубьев

и условие соседства

- будет удовлетворяться

Уточнённое значение :

отличается от принятого первоначально

на , что допускается.

Условие сборки



удовлетворяется при любом П, в т.ч. и при П = 0, что соответствует минимальным затратам времени на сборку редуктора (/7/стр. 428).

Окончательно принимаем для планетарного механизма

z1 = 21, z2 = 54, z3 = 129, K = 3

Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение передаточного отношения:

Приняв z4 = zmin = 17, найдём z5 = z4?U4-5 = =17?5.68=96.56,

При z4 = 18 получим z5 = 102.24, а при z4 = 16, найдём z5 = 90,88 и т.д.

Последний вариант обеспечивает наилучшее приближение к требуемому передаточному отношению, хотя и требует незначительного исправления (корригирования) зубьев.

Окончательно принимаем z4 = 16, z5 = 91.

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора найдём по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном его валу (на валу-водила) Н. Момент на этом валу

,

где номинальная скорость вращения вала двигателя:



Модуль

.

Ближайший больший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76,

т= 2 мм.

Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитываем по моменту на валу кривошипа:

Мкр = МН ?U4-5 = 38.52?5.68 = 218.8 Н·м.

Тогда

.

Учитывая повышенный износ при работе без смазки, принимаем для открытой уравнительной передачи m1 = 5 мм.

Определяем делительные диаметры колёс:

d1 = m1z1 = 2?21 = 42 мм

d2 = m1z2 = 2?54 = 108 мм

d3 = m1z3 = 2?129 = 258 мм

d4 = m1z4 = 5?16 = 80 мм

d5 = m1z5 = 5?91 = 455 мм,

а диаметр водила Н с учётом монтажа в нём сателлитов:

.

Принимаем dH = 150 мм.

2.2 Выбор и синтез несущего механизма

Несущий механизм связан с рабочим органом, и должен обеспечивать ему возвратно-поступательное движение с высоким показателем коэффициента производительности з*.

Найдем величину этого коэффициента.

По определению коэффициент производительности машины представляет собой отношение з* = tОБ/T , указывающее, какую часть время обработки изделия tОБ составляет в общем времени T рабочего цикла.

Величину tОБ находим как:

,

где, в свою очередь, ход резца (связан с выходным ползуном несущего механизма):

S = lД + 2s1,

Перебег резца s1 = 0.08 S (/1/ стр. 237) необходим для гарантированной обработки детали по всей её длине и предотвращения поломки резца при поперечной подаче стола (её осуществляют за время перебега в конце холостого и начале рабочего ходов).

Тогда



,

Такое значение з* получим за счёт надлежащего выбора несущего рычажного механизма.

Из простейших четырехзвенных рычажных механизмов возвратно-поступательное движение рабочему органу могут обеспечить механизмы:

кривошипно-ползунный

синусный

тангенсный.

Однако, у тангенсного механизма ведущее звено не может быть кривошипом (что необходимо для соединения с выходным валом редуктора), а синусный механизм имеет коэффициент з* = 0.5 независимо от размеров его звеньев. Исследуем возможности кривошипно-ползунного механизма.

На рис. 2.2. изображен кривошипно-ползунный механизм в двух крайних его положениях - ОА0В0 и ОА1В1, а так же в положении ОА2В2, когда угол давления г шатуна АВ на ползун В принимает свое максимальное значение гmax.

Т.к. з* = 0.7158, то угол рабочего хода составит

бр.х. = з* 360 = 0.7158 ? 360? = 257.688?,

а угол перекрытия

На рис 2.2 в треугольнике ОВ0В1 , по теореме косинусов имеем:



где

С учётом (2.3) соотношение (2.2) может привести к виду:

Кроме того, из выражения площади треугольника ОВ0В1 получаем:

,

а с учётом (2.3) имеем:

,

где дезаксиал можно определить из ДКА2В2 как:

Решая (2.4) и (2.5) относительно и найдём:

;

,

а подставляя это в (2.6), получим уравнение относительно :

где .

Действительные решения этого уравнения для конкретных и можно получить, последовательно приближая правую часть (2.7) к левой. Область положительных действительных решений для получаем, подставляя в правую часть (2.8)

и в левую

.

После несложных преобразований будем иметь:

,

Получив , далее находим ,

а по формулам (2.7) - значения длин и .

В рассматриваемом примере ?. Приняв ? [2], по формулам (2.9) получаем

Поиск корня уравнения (2.8) в полученном интервале проведём с помощью программируемого микрокалькулятора МК-52 (либо МК-61) по программе 1, помещаемой в приложении 1. Схема проведения исследований видна из таблицы 2.3.

Таблица 2.3

справа (задаваемые)	1.257	6.034	1.0	2.0	3.0	4.0	5.0
слева (получаемые)	0.668	3.058	0.413	0.99	1.48	1.93	2.38

Отсутствие корня (равенства слева и справа) указывает на то, что при принятых и решение на основе кривошипно-ползунного механизма невозможно. Поэтому далее условия примера попытаемся выполнить, сделав схему несущего рычажного механизма кулисным механизмом с кулисой - коромыслом.

Кулиса ВС на рис. 2.3 колеблется между положениями, когда она оказывается касательной к окружности радиуса ОА.

Синтез кулисного механизма обычно проводят по углу перекрытия и длине хорды В1В2, которую определяют через ход Н присоеди няемого механизма. На рис. 2.3 изображены крайние положения кулисного механизма.

Поскольку стороны угла А1СА2 перпендикулярны сторонам угла , то и А1СА2=77.66. В равнобедренном треугольнике В1СВ2 боковая сторона ВС:



В прямоугольном треугольнике А1СО:

С другой стороны, кулисный камень В не будет сниматься с кулисы, когда палец кривошипа А пересекает ось уу, если

Рис. 2.3 Схема несущего кулисного механизма

;

откуда м

Значит м.

Высота дуги описываемая точкой В

 м.

Полученные абсолютные размеры звеньев и значение угла используем при построении несущего механизма. Характерными считаем крайние положения, положения экстремумов углов давления, положения начала и конца действия полезных нагрузок, другие характерные точки их графика, положения экстремумов скоростей звеньев (энергии масс), ускорений и сил инерции и др. Практически приходиться строить 8ч12 характерных положений (лист 1 приложения 3).

План положений используем для:

Проверки результатов синтеза (удовлетворяемости входных данных - величин и др.);

Определения объема, занимаемого механизмом в машине при её работе;

Построения циклограммы совместной работы механизмов (в функции угла поворота главного вала машины), определения фазовых углов в кулачковом механизме;

При определении скоростей и ускорений звеньев и их точек и т.п.

Откладывая 0.005м длины звена в одном мм. чертежа (масштаб ), размеры на чертеже 1 изображаем в отрезках: ОА = 30.8 мм, ВС = 104.4 мм, ОС = 49.2 мм. Построения проводим с помощью метода засечек, начиная от звена, положение которого известно. Положения, представленные на чертеже 1, соответствуют:

0 и 7 - началу и концу прямого хода рабочего органа (крайние положения механизма),

1 и 6 - началу и концу действия полезных нагрузок;

3 и 4 - характерным точкам графика нагрузок,

2- экстремальный угол давления в кулисном механизме,

5 и 8 - началу перебега резца в конце холостого хода.

Положения 1, 2, 5 и 8 поясняются дополнительно при описании синтеза кулачкового механизма.

2.3 Синтез механизма поперечной подачи стола

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 механиз ма, состоящего из колеса 10, рычага 11 с собачкой, тяги 9 и качающегося толкателя 8 (рис. 2а). 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.

Рассмотренный сложный передаточный механизм (рис. 2.7) представим как совокупность четырёх простых механизмов:

кулачкового, включающего кулачек Z5;

винтового, состоящего из ходового винта и маточной гайки (не показана), закрепляемой на столе;

храпового, включающего храповое колесо 10, жестко связанное с ходовым винтом, рычага 11 и собачки, шарнирно закрепляемой на рычаге 11 с возможностью поворота на угол относительно оси ходового винта ;

двухкоромыслового шарнирного четырёхзвенника О2КМО3, кинематически соединяющего коромысла О2КО1 и О2М кулачкового и храпового механизмов.

Найдём размеры этих механизмов:

Синтез кулачкового механизма.

В описании прототипа указано, что фазовый угол возвращения коромысла может быть равен фазовому углу удаления , причём эти углы разделены между собой фазовым углом дальнего стояния ; при повороте кулачка на угол механизм подачи стола фиксируется в одном из своих крайних положений.

Вычертив 1-е и 9-е положения несущего механизма методом засечек, начиная от ползуна D, замеряем с помощью транспортира угол давления и строим положения 2 и 5 несущего механизма, соответствующие окончаниям фаз дальнего стояния (принято ) и возвращения (принято ).

Из таблиц, помещённых в описании прототипа (/Й/ стр. 239) следует, что длина коромысла может быть принята в интервале м., а угол качания .

Принимаем м., .

Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах удаления и возвращения. Поскольку кулачковый механизм со столом станка (звено, обладающее значительной массой) связан посредством храпового механизма, а тот в начале и конце зацепления храповика с собачкой имеет «жесткие удары», по времени совпадающие с началом и концом фазы удаления в кулачковом механизме, то с целью более успешного противостояния этим ударам, на фазе удаления выбираем безударный закон, например, с изменением ускорения по синусоиде, треугольнику, либо трапецеидальный (см. законы 5,6 и 7, в табл. 2.10 /Й/).

На фазе возвращения коромысла кулачёк не имеет кинематической связи с массивным столом станка и силы инерции стола на него не воздействуют. Поэтому на указанной фазе можем применить более простые законы, в том числе, такие, которые имеют «мягкий удар». Среди них, например, модифицированный линейный закон, косинусоидальный, с равномерно убывающим ускорением и т.п.

условиях () эти законы обеспечивают приемлемую величину максимума ускорения (например, при изменении ускорения по треугольнику значение этого максимума значительно больше - см. табл. 2.10 /1/).

Из указанной таблицы выписываем формулы для определения функции положения толкателя кулачкового механизма и передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядков. Для удобств пользования этими формулами, их преобразуем к следующему виду:

а) на фазе удаления:

при ,

при ,

при ,

где:

,

б) на фазе возвращения:

при ,

при ,

при ,

где:

,

,

а , либо - относительное значение текущего угла, отсчитываемое от начала фазы удаления, либо возвращения. Поскольку в нашем случае и угол и угол разбиты на 6 равных частей каждый, то относительные их значения составляют:

Т.о. указанные функции в пределах каждой из фаз будут определены в 8-ми равноотстоящих точках.

Расчёты могут быть произведены с помощью программируемого микрокалькулятора типа МК-52. Программа 3, помещённая в «приложении 1», позволяет осуществлять расчет лишь для принятых здесь законов движения. Результаты расчётов выполненных по этой программе, занесены в табл. 2.5.

Задачу определения основных размеров кулачкового механизма - минимального радиуса профиля кулачка , межосевое расстояния (рис 2.7) и угла коромысла О1О2 со стойкой ОО2 при нижнем выстое коромысла - решаем графически.

Для этого:

На чертеже (приложение 3) выбираем произвольно центр О2 и в этом центре размещаем вершину угла , который строим при помощи транспортира относительно произвольно направленной его биссектрисы.

Проводим стягивающую этот угол дугу радиусом, равным длине коромысла в выбранном масштабе (например, ).

Построенный угол делим лучами на 6 частей в соответствии со значениями в табл. 2.5 для фазы удаления (коромысло О1О2 движется в одном направлении) и на 6 частей для фазы возвращения (коромысло О1О2 движется противоположно).

	Фаза удаления Закон синусоидальный		Фаза возвращения Закон падающего ускорения	Таблица 2.5.
0	0	0	0	0	25	0	-1.19
	0.72	0.147	0.0176		23.15	0.245	-0.79
	4.88	0.441	0.053		18.51	0.392	-0.397
	12.5	0.588	0.071		12.5	0.44	0
	20.11	0.441	0.053		6.48	0.329	0.397
	24.28	0.147	0.0176		1.85	0.245	0.79
	25	0	0		0	0	1.19

На построенных лучах от их пересечения с дугой (п.2) откладываем отрезки

в масштабе коромысла () в направлении вектора скорости конца коромысла, повернутого на 90° по угловой скорости кулачка ().

При силовом замыкании (пружиной и др.) высшей кинематической пары «кулачек - толкатель» отрезки откладываем лишь для фазы удаления.

Соединяем концы отрезков и строим кривую .

Проводим хорду к дуге, описанной центром ролика коромысла (к дуге ). К проведённой хорде под углом давления (при вращательном движении толкателя ) проводим касательные к кривой на фазе удаления и на фазе возвращения (при силовом замыкании высшей кинематической пары «ролик - кулачёк», эта кривая совпадает с дугой радиуса ). Внутри угла, образуемого касательными в наиболее удалённой области их пересечения (приложение 3), выбираем центр О вращения кулачка.

Определяем минимальный радиус теоретического профиля кулачка:

м,

межосевое расстояние

м,

транспортиром замеряем минимальный угол коромысла О1 О2 со стойкой ОО2 ().

Строим кулачек по методу обращения движения.

Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:

м,

м.

где (м)- минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка.

Принимаем мм.

Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому профилю, отстоящую на мм от полученного в п.7 теоретического профиля кулачка.

Полученную схему кулачкового механизма совмещаем со схемой несущего механизма. Для этого (чертеж 1, приложения 3):

Из центра О вращения кривошипа АО проводим дугу радиусом, равным (в масштабе) межосевому расстоянию в кулачковом механизме. На этой дуге в удобном месте выбираем положение центра О2 вращения коромысла.

Соединяем центры О и О2. От полученного отрезка ОО2 откладываем минимальный угол коромысла О2О1 со стойкой ОО2 (). На полученной второй стороне угла от его вершины О2 откладываем отрезок О2О1, изображающий в масштабе длину коромысла кулачкового механизма.

Из конца О1 этого отрезка проводим окружность, в масштабе, изображающую ролик; касательно к этой окружности из центра О вращения кулачка (и кривошипа ОА) проводим окружность (мм.), которая изображает основную шайбу практического профиля кулачка.

Изображенный на чертеже несущего механизма кулачковый механизм находиться в начале фазы удаления и соответствует 9-му положению кривошипа ОА. Транспортиром замеряем угол установки кулачка относительно кривошипа ОА (, где - радиус - вектор профиля кулачка, соответствующий началу фазы удаления в кулачковом механизме).

Проектирование винтового и храпового механизмов.

При повороте коромысла О1О2 (рис. 2.7) на угол , храповик 10 находится в зацеплении с собачкой 11, сидящей на коромысле О3М, и должен быть повёрнут на угол , соответствующий перемещению маточной гайки (стола) в направлении оси О3 на величину мм.

Выбрав в качестве ходового винт с диаметром Ш24 мм с трапецеидальной резьбой по СТ СЭВ 185-79 Tr 24Ч10 (Р5), получаем:

где h* = 10мм - ход винта (по СТ СЭВ 185-79).

Чтобы обеспечить надёжный перехват собачкой зубцов храповика, угол поворота коромысла МО3 принимаем несколько большим:

Найдём размеры храпового колеса. В соответствии со стр. 191 /7/, число зубцов храповика

,

где K1 - минимальное целое число, при котором так же получается целым.

Преобразуем формулу (2.11) к виду:

,

а после умножения обеих частей на будем иметь:

.

На основании приходим к выводу, что

и что - минимальное целое число, на которое необходимо умножать отношение , чтобы результат получился целым. Таким числом в нашем случае является: .

Задавшись модулем храпового колеса (СТ СЭВ 185-79): ,

получаем делительный диаметр

мм.

Синтез шарнирного двухкоромыслового четырёхзвенника привода собачки.

Указанный двухкоромысловый четырёхзвенник проектируем графическим способом по известным входному () и выходному () углам, а так же положению центра вращения одного его коромысла (О2К).

Для этого:

На плане положений несущего механизма (чертеж 1 риложения 3) в свободном, не пересекаемом звеньями месте, выбираем положение центра О3 оси ходового винта.

Из условия удобного размещения оси собачки храпового механизма задаёмся длиной коромысла О3М: (). Изображаем коромысло О3М в двух крайних его положениях так, чтобы угол М1О3М9 составил ().

Задаёмся длиной шатуна МК. Для двухкоромыслового шарнирного четырёхзвенника можно принять её равной длине стойки О2О3. Принимаем . Радиусом МК из центров М1 и М9 проводим две дуги в окрестностях центра О2.

Из плотной бумаги изготавливаем шаблон в виде сектора семейства концентрических окружностей (рис. 2.9). центральный угол этого сектора равен углу размаха коромысла О1О2 кулачкового механизма (). Помещая вершину этого сектора в центре О2, подбираем такую дугу из указанного семейства, концы которой разместятся на дугах, проведённых из центров М1 и М9 по п. 3. Радиус этой дуги () составляет длину коромысла О2К.

Скрепляем коромысло О2К в положении О2К9 с коромыслом кулачкового механизма О2О1. Транспортиром замеряем угол излома рычага О1О2К: .

2.4 Динамический синтез станка (расчет ориентировочной его массы и энергии при запуске)

Динамический синтез станка позволит обеспечить динамическую устойчивость выполнения заданной технологии, повысить к.п.д. путём снижения теплового излучения обмоток приводного электродвигателя вследствие неравномерного вращения ротора внутри цикла.

Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев, при необходимости вводят дополнительную маховую массу с постоянным моментом инерции в виде маховика /8/. Произведём учет инертных свойств звеньев используемых механизмов.

Расчёт масс и моментов инерции звеньев и механизмов.

Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при поступательном движении) и момента инерции при вращательном.

В первом приближении можно принять, что по длине рычагов массы распределены равномерно, что интенсивность их распределения (/1/ стр. 240), что зубчатые колёса - сплошные диски с шириной , зависящей от межосевого расстояния aw, как

,

где (/5/ стр. 180) представляет собой коэффициент ширины зуба. При этом центры масс рычагов располагаются по их серединам, массы определяются как

,

моменты инерции относительно центров масс как

(/10/ стр. 335),

а относительно оси вращения (для вращающихся звеньев) как:

.

Массы зубчатых колёс определяем через делительные диаметры и межосевые расстояния по формуле

,

которая при плотности материала (сталь, чугун) и принятом коэффициенте ширины зуба /5/ , для облегчения вычислений предварительно должна быть приведена к виду:

,

где и в м., а - в кг.

Моменты инерции зубчатых колёс относительно оси вращения определяем через их массу и делительный диаметр как для однородных дисков:

Результаты расчётов заносим в табл. 2.6.

Оценку динамических характеристик прочих деталей станка производим следующим образом:

Массу резцедержателя вместе с перемещающим его ползуном оцениваем приблизительно как

.

Массу стола и закреплённой на нём детали ориентировочно оцениваем как:

.

Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы

,

где ширину водила «» принимаем равной толщине смонтированного в нем сателлита , т.е.

.

С учётом этого

,

а момент инерции (как для сплошного диска):

.

Массу храпового колеса определим как:

,

где диаметр храпового колеса

,

а ширину принимаем равной

.

Таблица 2.6

Наименование звена	Обозначение звена	Наименование параметра и его обозначение
		Длина рычага, диаметр колеса (м)	Масса звена (кг)	Момент инерции относительно оси вращения (кгм2)	Момент инерции относительно центра масс (кгм2)
Рычаг (рис. 2.3., 2.7.)	ОА		m1 = 4.62	J0 = 36.52·10-3
	CB		m2 = 15.66		JS2 = 35.56·10-2
	O1O2		m6 = 3.60	J6 = 1.73·10-2
	O2K		m7 = 2.625	J7 =6.77·10-3
	KM		m8 = 5.10		JS8 = 1.23·10-2
	MO3		m9 = 1.80	J9 = 2.16·10-3
Зубчатое колесо рис.2.1.	z1 z2 z4 z5	d1 = 0.042 d2 = 0.108 d4 = 0.080 d5 = 0.455	mZ1 = 0.202 mZ2 = 1.34 mZ4 = 2.622 mZ5 = 84.84	JZ1 = 4.46·10-5 JZ2 = 1.95·10-3 JZ4 = 2.09·10-3 JZ5 = 2.19	Как и относительно оси вращения //
Ползун (рис.2.10.)	Д Е Т				//
Водило H (рис.2.1.)	Н		mH=2.583		//
Кулачёк (рис.2.7.)					//
Храповое колесо (рис.2.7.)					//
Ротор эл. Двиг. 8 (рис1.1)					//

С учётом этого

,

а момент инерции

.

Массу кулачка и момент инерции оцениваем по среднему его радиусу:

и ширине , которую задаём как

.

В этом случае

,

а момент инерции

.

Момент инерции ротора электродвигателя определяем по его маховому моменту

.

Получаем:

;

масса двигателя (табл. 2.1.).

Динамические характеристики остальных движущихся звеньев - ходовой винт, валы, ролик кулачкового механизма и т.п. из-за малых масс, либо скоростей точек, считаем пренебрежимо малыми и далее не учитываем.

Полученные в п.п. 1-6 данные так же заносим в табл. 2.6. и используем при последующем динамическом синтезе машины.

Расчёт обобщённой инертности масс станка.

Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведённой массой, либо приведённым моментом инерции подвижных звеньев, в зависимости от того, линейным или угловатым является перемещение звена приведения. строгальный станок винтовой вал

Приведённый к звену момент инерции масс других, связанных с ним звеньев, вычисляют как сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты её передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена приведения.

Приведённый к звену механизма момент инерции масс других его звеньев может быть переприведён, например, к главному валу машины, для чего его величину следует умножить на квадрат передаточной функции от звена приведения механизма к указанному валу .

Приведённый к главному валу машины момент инерции её маховых масс может быть вычислен как сумма произведений приведённых моментов инерции её механизмов (и одиночных звеньев) на квадраты передаточных функций при движении звеньев приведения относительно вала машины, принятого за главный.

Т.о., приведённый к валу кривошипа ОА (рис.1.1) - принимаем его за главный - момент инерции масс звеньев станка можем представить как сумму приведённых моментов инерции трёх его механизмов - зубчатой передачи, механизма поперечной подачи стола и несущего механизма - и двух деталей - ротора приводного электродвигателя и махового колеса.

Вычислим приведённые моменты инерции указанных механизмов и деталей.

Для ротора приводного электродвигателя имеем:

.

Для зубчатой передачи имеем:

,

где -приведённый к валу водила момент инерции планетарного механизма, а величину вычисляем, пользуясь рис. 2.10:

.

Здесь K - число сателлитов.

Передаточная функция:

а - получено ранее.

Остальные данные берём из табл.2.6.

Получаем:

При этом:

Приведённый к валу кривошипа момент инерции механизма поперечной подачи стола влияет на движение станка лишь в периоды движения толкателя кулачкового механизма - на фазах удаления и возвращения. Причём, на концах этих фаз т.к. передаточная функция от толкателя к кулачку т.е. к валу кривошипа ОА, при этом равна нулю.

Максимальное значение приобретает вблизи середины этих фаз, когда , коромысла О2К и О3М параллельны, вследствие чего передаточная функция от второго коромысла к первому также приобретает своё максимальное значение. В этом положении величина приведённого момента инерции механизма поперечной подачи может быть вычислена из выражения:

Отсюда после несложных преобразований получаем

где - есть передаточная функция от коромысла О3М к коромыслу О2О1, когда О3М // О2О1 и МЦС шатуна МК расположен в бесконечности.

Для приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего механизма (рис. 2.11) можем составить выражения:

где

.

Вычислим передаточные функции в выражении (2,19).

Для кулисного рычажного четырёхзвенного механизма дано .

Кулисный четырёхзвенный, рычажный механизм.

Из рис. по теореме косинусов находим:

;

Из рис. получаем выражения передаточных функций:

Значения координаты - угла кривошипа ОА с направлением стойки ОС - замеряем транспортиром непосредственно из плана положений механизма (чертёж 2, приложения 3).

Результаты расчётов заносим в таблицу 2.7.

Данные таблицы 2.7 (линейные и угловые перемещения) должны быть в согласии с планом положений несущего механизма (приложение 1), а для согласованности программы вычисления передаточных функций в одном из положений механизма можно построить план скоростей (приложение 3).

Таблица 2.7

№ поло-жения мех-ма	В кулисном механизме
				, (м)
0	127	38.837	0.023	0.15
1	97	33.937	0.254	0.137
2	77	28.167	0.318	0.1159
3	12	3.58	0.382	0.023
4	62	23.307	0.346	0.097
5	30	8.833	0.364	0.0574
6	97	34.123	0.252	0.137
7	127	38.837	0.023	0.15
8	77	33.937	0.254	0.137

Таблицу 2.7. используем для вычисления приведенного к валу кривошипа АО (главному валу станка) приведённого момента инерции ( табл. 2.8). В эту же таблицу для различных положений станка заносим значения приведённых моментов инерции масс других, вычисленных ранее деталей и механизмов.

Таблицу 2.8. используем для определения недостающей массы - маховика.

Таблица 2.8.

Положение кривошипа ОА	Значение обобщённой координаты 10	Работа сил	Приращение кинетической энергии Ti	Момент инерции, приведённый к главному валу станка (валу кривошипа АО (кг·м2)
		Движущих АДВ (кДЖ)	Сопротивлений АС (кДЖ)
0	0	0	0	0	2.485	3.657	7.44·10-2	0.631
1	30	0.0336	0	0.0336	2.485	3.657	0	0.652
2	50	0.0712	0.1074	-0.0362	2.485	3.657	0	0.544
3	118	0.2	0.48	-0.28	2.485	3.657	0	0.283
4	190	0.336	0.48	-0.144	2.485	3.657	0	0.463
5	104	0.176	0.407	-0.231	2.485	3.657	0	0.335
6	225	0.4032	0.84	-0.4368	2.485	3.657	0	0.625
7	255	0.4368	0.84	-0.4032	2.485	3.657	0	0.631
8	337	0.8064	0.84	-0.0336	2.485	3.657	0	0.652
0	360	0.84	0.84	0	2.485	3.657	7.44·10-2	0.631

Масса маховика имеет ту особенность, что будучи оформленной в виде махового колеса (желательно с тяжёлым ободом, т.к. при этом она минимальна) величина её постоянна. Приведённый к главному валу О момент инерции махового колеса определяем, строя для всех движущихся масс станка диаграмму энергомасс () - зависимость приведённого момента инерции движущихся масс () от, запасаемой этими массами энергии Т.

Вначале в осях приращений установим форму указанной диаграммы, затем найдём положение осей полных значений энергии станка Т и необходимого приведённого момента инерции. По координатам начала этих осей в системе координат вычислим инертную массу, которую необходимо добавить для получения динамической устойчивости выполняемого техпроцесса.

Динамическую устойчивость машинного техпроцесса оценивают коэффициентом неравномерности вращения главного вала (станка) (/2/ табл. 5.2), который указанную устойчивость обеспечивает путём защиты приводного электродвигателя от перегрузок и, гарантирует получение изделий надлежащего качества.

Согласно указанному, вычислим приращения кинетической энергии , подвижных масс станка, за цикл установившегося движения:

.

Вначале методом интегрирования графика нагрузок - зависимости сил полезного сопротивления () от хода рабочего звена Н (прямого и обратного) получаем график работ полезных сил (чертеж 1, приложения3):

.

Из этого графика находим значения в различных (характерных) положениях станка (его главного вала).

Результаты заносим в табл. 2.8. В табл. 2.8. также заносим значения , которые получаем на основании того, что функция прямая пропорциональность.

Поэтому:

,

где (в первом приближении) работу движущих сил за цикл () можем приравнять ранее установленной работе сил полезных сопротивлений за это же время:

.

Результат для для различных положений станка заносим в табл. 2.8.

Величину приведённого момента инерции масс станка в различных его положениях () представим в виде суммы постоянной () и изменяемой () составляющих:

,

где включает неизвестную маховую массу, сосредоточенную в маховике, а - обобщает изменяемые маховые массы.

Считаем, в рассматриваемом примере:

,

,

где - приведенный к главному валу 9 момент инерции маховика.

Строим диаграмму и проводим к ней касательные под углами (/2/ стр. 371):



где ;

- масштабы приведённого момента инерции и энергии, выбранные для диаграммы энергомасс, (табл. 5.12 /2/ стр. 369), а средняя угловая скорость главного вала

.

После подстановки чисел получаем:

откуда

, .

Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси , находим отрезки О1К и О1l (в мм), которые используем для определения начала координат О системы - зависимости полной кинетической энергии движущихся звеньев станка от их момента инерции приведенного к главному валу (О1К =-2,39 мм; О1l = -97,7 мм.).

Уравнения касательных:



решаем совместно: вычитанием второго уравнения из первого получим:

после чего из первого уравнения получим

.

Из рис.2.11: видно, чтобы перейти от системы координат к системе , из начала О которой диаграмма энергомасс видна под углами и необходимо к переменной части момента инерции станка прибавить постоянную часть:

.

вводим в состав станка в виде дополнительной маховой массы - махового колеса. Если диаметр этого колеса принять DМАХ = 1.0 м, а массу распределить по его ободу, то она составит

.

Большие вес и габариты маховика обуславливают необходимость закрепления его на более быстроходном валу.

При закреплении маховика на валу электродвигателя его момент инерции будет составлять

и при радиусе ,например, RМАХ = 200 мм он будет иметь массу

.

Такой маховик запасает кинетическую энергию:

Определение расхода материалов и энергии при запуске.

Из рис.2.11, максимальная энергия станка, запасаемая звеньями при его запуске, составляет:

,

что соответствует подводимой из сети энергии

.

В заключение, на основании табл. 2.6 производим ориентировочную оценку масс звеньев станка. Масса подвижных звеньев:

а с учётом массы электродвигателя, соединительных валов и деталей (принимаем mсоед = 0,1m), станины (принимаем mстан = 0,2m), ориентировочная масса станка приблизительно составит:

.

3. ИССЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ ПОПЕРЕЧНО-СТРОГАЛЬНОГО СТАНКА

При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы ведут её анализ, в процессе которого уточняют значения принимаемых величин, виды и параметры используемых механизмов, производят оценку эксплуатационных характеристик машины и т.д. Результаты анализа в окончательном варианте входят в техническое задание на выполнение последующих - технических проектов, методами таких общеинженерных дисциплин, как «Детали машин» и др.

Из многочисленных задач анализа отрабатываем методики:

1. Исследования закона установившегося движения машин;

2. Определения усилий в кинематических парах машины;

3. Уточнения к.п.д. машин и выявления кинематических пар, подверженных наиболее интенсивному износу.

3.1 Исследование установившегося движения главного вала станка

Обобщенной координатой по-прежнему считаем угол поворота кривошипа ОА, насаженного на главный вал исследуемого станка. Обобщённую скорость - угловую скорость кривошипа ОА, при установившемся движении станка найдём из выражения его кинетической энергии:

где кинетическая энергия

,

а приведённый к главному валу момент инерции

.

Значения

и

берем непосредственно из табл. 2.8; - начальная кинетическая энергия и - постоянная составляющая момента инерции маховых масс (с учётом массы маховика) - определены выше.

Результаты вычислений по формуле (3.1) заносим в табл.3.1.

Таблица 3.1.

Полож м-ма	0	1	2	3	4	5	6	7	8	0
	0	30	50	104	118	190	225	255	337	360
	11.58	11.6	11.64	11.7	11.69	11.66	11.61	11.6	11.6	11.58

С помощью табл. 3.1. проверяем достоверность определения момента инерции маховика:

что приблизительно соответствует принятым их значениям (,).

По данным табл. 3.1. строим график обобщённой скорости станка в функции его обобщённой координаты (), (лист 2, приложения 3) в пределах одного цикла установившегося движения (). С помощью этого графика можем определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:

где и - приращения координат по осям и , и - масштабы этих осей, - угол касательной к построенной кривой с положительным направлением оси при выбранном значении обобщённой координаты .

3.2 Определение реакций в кинематических парах станка

Для определения реакций в кинематических парах станка воспользуемся кинетостатическим методом, по которому, согласно Даламберу, если ко всем действующим на звенья силам прибавить силы инерции, то движение этих звеньев можно описать известными уравнениями статики.

Принцип Даламбера применяют к простейшим статически определимым кинематическим цепям, степень подвижности которых после присоединения к стойке равна нулю. Простейшая плоская кинематическая цепь может содержать, например, два звена и три низшие кинематические пары (структурная группа Ассура), либо одно звено, низшую и высшую кинематические пары и т.п.

Отсоединение указанных цепей от машины ведут от рабочего органа, последовательно приближаясь к валу приводного электродвигателя, расчет которого производится последним.

Исследованию подлежат все, либо некоторые, положения машинного агрегата (в нашем случае от нулевого до 9-го включительно), либо положения, наименее благоприятные в смысле нагрузок, потерь и т.п.

Рассмотрим методику кинетостатического анализа в 6-м положении станка, когда к его рабочему звену приложено максимальное рабочее усилие, а угол давления в кулисном механизме близок к минимальному (табл. 2.7). Хотя анализ проводится по всей кинематической цепи станка от рабочего органа до вала приводного электродвигателя, мы, в своем примере, достаточно подробно рассмотрим лишь его начало.

Отсоединим кинематическую цепь шестизвенного несущего механизма, включающую кривошип ОА, состоящую из трех статически определимых кинематических цепей:

а) резцедержатель - ползун 5 и кулисный камень 4 (структурная группа Ассура);

б) кулиса 3 и шатун 2 (структурная группа Ассура);

в) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом 5 (одно звено, низшая и высшая кинематические пары) также имеет степень подвижности, равную нулю, и потому также обладает статической определимостью. Наличие кулачка, сблокированного с кривошипом ОА, в расчёт не принимаем, поскольку это - параллельная кинематическая цепь, а силовой расчёт механизма поперечной подачи, как условились, не рассматриваем.

Определение ускорений.

Чтобы воспользоваться принципом Даламбера, необходимо найти ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев. Эту задачу решаем путём построения плана ускорений (лист 2, приложения 3).

В расчетном, 2-м положении рассматриваемой кинематической цепи при установившемся режиме движения станка в табл. 3.1. находим

а с помощью графика по формуле (3.2) определяем:

;

знак « - » указывает на то, что и направлены противоположно.

План ускорений строим, начиная от входного звена ОА шестизвенника ОАВСDE (рис. 2.3).

По теореме о вращательном движении кривошипа ОА, ускорение точки А:

,

где нормальная составляющая ускорения

на чертеже (лист 2, приложения 3) отложена в векторе с модулем в направлении от точки А кривошипа АО к центру его вращения О, а тангенциальная составляющая



отложена в векторе с модулем , в соответствии с направлением углового ускорения перпендикулярно вектору .

Кулисный камень (звено 2) совершает сложное движение, абсолютное ускорение точки А звена 2: .

кулиса CА (звено 3) совершает вращательное движение, ускорение точки А зве...