Механізм поперечно-довбального верстата

Кафедра "Основи проектування машин"

Курсове проектування

Механізм поперечно-довбального верстата

Зміст

Введення

1 Синтез і аналіз важільного механізму

1.1 Структурний аналіз механізму

1.2 Визначення відсутніх розмірів

1.3 Визначення швидкостей точок механізму

1.4 Визначення прискорень точок механізму

1.5 Діаграми руху вихідної ланки

1.6 Визначення кутових прискорень і швидкостей

1.7 Визначення прискорень центрів мас ланок механізму

1.8 Аналітичний метод розрахунку механізму

2 Силовий розрахунок важільного механізму

2.1 Визначення сил інерції

2.2 Розрахунок діади 4-5

2.3 Розрахунок діади 2-3

2.4 Розрахунок кривошипа

2.5 Визначення врівноважує сили

2.6 Визначення потужностей

2.7 Визначення кінетичної енергії і приведеного моменту інерції механізму

3 Геометричний розрахунок зубчастої передачі. Проектування планетарного механізму

3.1 Геометричний розрахунок зубчастої передачі

3.2 Визначення передатного відношення планетарної ступені і добір чисел зубів коліс

3.3 Визначення частот обертання зубчастих коліс

4 Синтез і аналіз кулачкового механізму

4.1 Масштабні коефіцієнти діаграм

4.2 Вибір мінімального радіуса і побудова профілю кулачка

4.3 Визначення максимальної лінійної швидкості та прискорення штовхача

Список використаних джерел

Введення

Довбальний верстат призначений для обробки фасонних отворів (квадратних, шестигранних, шліцьових тощо), прорізання шпонкових пазів і канавок в конічних і циліндричних отверстіяx, а також для стругання зовнішніх коротких плоских і фасонних лінійчатих поверхонь.

На рис. 3 зображена схема приводу довбального верстата. Від електродвигуна I рух через планетарний редуктор II і зубчасту передачу z5-z6 передається на кривошипний вал 2001 -01 кулісного механізму III довбального верстата.

На одному валу з зубчастим колесом z5 знаходиться кулачок. Кулачковий механізм IV пов'язаний c насосом, призначеним для змащення верстата.

На рис. I зображена кінематична схема передачі z5-z6 кулісного механізму і кулачкового механізму.

На рис. 2 зображено графік сил опору різанню діючих на долбяка 5 при робочому ході.

На рис. 4 дається, схема зубчастого механізму відповідно до варіанту завдання.

На рис. 5 задається закон руху штовхача кулачкового механізму.

1 Синтез і аналіз важільного механізму

Вихідні дані: а/BO2 = 0.5, BC/BO2 = 4, Н = 140 мм; β = 360; Nдв = 950 хв ~ ¹; к = 1,57.

1.1 Структурний аналіз механізму

Ступінь рухливості механізму

Формула будови механізму:

Механізм II класу, 2 порядки.

1.2 Визначення відсутніх розмірів

Кут розмаху лаштунки:

;

Довжина кривошипа:

Масштабний коефіцієнт побудови схеми:

Будуємо 12 планів механізму, прийнявши за початок відліку крайнє праве положення, відповідне початку робочого ходу механізму (в масштабі КL).

1.3 Визначення швидкостей ланок механізму

Кутова швидкість кривошипа дорівнює:

де = 130 - частота обертання кривошипа.

Кінематична швидкість точки А кривошипа в першому положенні:

Масштабний коефіцієнт швидкостей:

Швидкість точки А1 лаштунки визначаємо вирішуючи графічно спільно систему:

причому: = 0;

-Швидкість ковзання каменю вздовж куліси;

- Швидкість обертання точки А відносно точки О2 перпендикулярно кулісі.

На плані швидкостей pva1 = 66.5мм. Абсолютна величина швидкості точки А1 куліси з плану швидкостей:

Швидкість точки В знаходимо по властивості подібності зі співвідношення:

Абсолютна величина швидкості т. В:

Швидкість точки С визначаємо вирішуючи спільно систему:

На плані pvс = 14 мм. Абсолютна величина швидкості точки С:

Приклад розрахунку вище для першого положення. Для інших 11 положень швидкості визначаються аналогічно, їх значення наведені в таблиці 1.1

Таблиця 1.1 - Значення швидкостей

1.4 Визначення прискорень точок механізму

Прискорення точки А кривошипа:

Прискорення направлено за кривошипа до центру обертання О1.

Масштабний коефіцієнт прискорення:

На плані прискорень зображуємо прискорення точки А відрізком paa = 46.24мм.

Прискорення точки А1 визначаємо вирішуючи спільно систему:

Значення прискорень з плану прискорень.

Прискорення точки В визначаємо по властивості подібності.

Абсолютна величина прискорення точки В.

Прискорення точки С знаходимо вирішуючи спільно систему векторних рівнянь:

Значення прискорень з плану прискорень.

Абсолютна величина прискорення точки С:

Приклад розрахунку прискорення виконаний для першого положення. Прискорення для інших положень механізму визначаються аналогічно. Значення прискорень зводимо в таблицю 1.2.

Таблиця 1.2-Значення прискорень.

1.5 Діаграми руху вихідної ланки

Діаграму переміщення St будуємо, використовуючи отриману з плану механізму траєкторію руху точки С.

По заданому графіку переміщення St, Діаграми швидкостей Vt і прискорень а-t визначаються з отриманих 12-ти планів швидкостей і планів прискорень.

Масштабні коефіцієнти діаграм:

1.6 Визначення кутових швидкостей і прискорень

Кутові швидкості і прискорення ланок механізму визначаються для першого положення:

Визначення відносних кутових швидкостей:

1.7 Визначення прискорень центрів мас ланок механізму

Прискорення центрів мас ланок механізмів визначається з плану прискорень:

знаходимо по властивості подібності.

Швидкості центрів мас ланок механізмів визначаються з планів швидкостей:

знаходимо по властивості подібності.

1.8 Аналітичний метод розрахунку

Вихідні дані:

1. Розрахунок ведеться для третього положення лаштунки:

2. У проекціях на координатні осі

3. Поділимо друге рівняння на перше

4. Беремо похідну від лівої і правої частини

5.

6.

7. Кутова швидкість лаштунки:

8.

9. Кутове прискорення лаштунки:

10.

11.

12. Складаємо векторне рівняння:

13. Проектуємо на осі координат:

14. Ділимо рівняння (1) на (2):

15. Для визначення аналога швидкості диференціюємо рівняння (3)

(4)

16. Визначення швидкості точки С.

17. Для визначення аналога прискорення диференціюємо по координаті рівняння (4):

18. Визначаємо прискорення точки С:

1.9 Розрахунок швидкостей і прискорень для першого положення механізму.

1. Кутова швидкість лаштунки:

2.

3. Кутове прискорення лаштунки:

4.

5.

6.

7. Аналог швидкості :

8. Визначення швидкості точки С.

9. Аналогічно прискорення

10. Прискорення точки С:

Private Sub TTM ()

Dim I1 As Double

Dim 12 As Double

Dim wl As Double

Dim el As Double

Dim fl As Double

Dim f2 As Double

Dim vc (l To 12) As Double

Dim ac (l To 12) As Double

Dim u31 As Double

Dim u311 As Double

Dim u43 As Double

Dim u431 As Double

Dim u531 As Double

Dim u53 As Double

Dim i, n As Integer

= 0,12

= 0.058 131 = 0.176 1311 = 0.205

= 0.355

= 0.15 wl = 17.5 e1 = 0

f 1 = 30

f3 = 85

n = 12

For i = 1 To n

u31 = (l1 ^ 2 + 10 * 11 * Sin (fl)) / (l1 л2 + l0л2 + 2 * 10 * 11 * Sin (fl))

u311 = (10 * 11 * Cos (fl) * (I0 ^ 2 + ll ^ 2 +2 * I0 * l1 * sin (fl)) -

2 * 10 * 1 l * cos (fl) * (l1 ^ 2 + I0 * l1 * sin (fI) / (l1 ^ 2 + I0 ^ 2 +2 * I0 * l1 * sin (fl)) ^ 2

u431 = (-l3l1 * Sin (f3) * l4 * cos (f4)-l3l1 * cos (f3) * l4 * Sin (f4)) / l4 ^ 2 * cos (f3) ^ 2

u43 = I3 l1 * cos (f3) / l4 * cos (f4)

w3 = wl * u31

e3 = wl ^ 2 * u3ll + el * u31

w4 = u43 * w3

Sin (f4) = (13l1 * Sin (f3)-l5) / l4

Cos (f'4) = sqr (l-Sin (f4) ^ 2)

u531 =- 1311 * Cos (f3) + u43 * 14 * Sin (f4) - u43 * l4 * Cos (f4)

u53 =- 13 * Sin (f3) + l4 * Sin (f4) * u43

vs (i) = w3 * ls3

asn (i) = w3 ^ 2 * ls3

asr (i) = e3 * ls3

as (i) = sqr (asn (i) ^ 2 + asr (i) ^ 2)

vc = u53 * w3

ac = u53l * w3 ^ 2 + u53 * e3

f1 = fl + 30

Nexti

n = 12

For i = 1 To n

Worksheets (I). Range ("a" & i & ""). Value = vs (i)

Worksheets (I). Range ("b" & i & ""). Value = as (i)

Next i

End Sub

Графік швидкостей

Графік прискорень

2 Силовий аналіз механізму

Визначення сил інерції

Вихідні дані:

w 1 = 13.6 рад / с;

Q = 7000 Н;

m5 = 150 кг;

m3 '= 5 кг;

m3''= 2 кг;

m4 = 80 кг;

діаметр цапф,

коефіцієнт тертя,

2.1 Визначення сил інерції та сил тяжіння

Сили тяжіння:

Сили інерції:

2.2 Розрахунок діади 4-5

Для розрахунку цієї діади зобразимо її з усіма доданими до неї силами: силами ваги, корисного опору і реакціями.

Ці реакції в поступальних парах відомі у напрямку, але невідомі по модулю. Визначаємо за допомогою плану сил. Складемо рівняння рівноваги діади 4-5.

Рівняння містить три невідомі, тому складаємо додаткове рівняння рівноваги у формі моментів сил відносно точки С.

Будуємо план сил діади в масштабі сил

Розрахуємо вектора сил

Будуємо план сил за рівнянням сил, в тому порядку як сили стояли в рівнянні.

Значення сил з плану сил

2.3 Розрахунок діади 2-3

Зобразимо діаду з усіма доданими до неї силами. У точках А і О2 замість відкинутих зв'язків прикладаємо реакції . У точці В прикладаємо раніше знайдену реакцію . Складаємо рівняння рівноваги діади 2-3.

Рівняння містить три невідомі, тому складаємо додаткове рівняння рівноваги у формі моментів сил відносно точки О2.

Плечі вимірюємо на плані. У рівнянні сил два невідомих, тому будуємо план сил і визначаємо реакцію , Як замикає вектор.

Будуємо план діади в масштабі сил . Значення сил з плану сил.

Для розгляду внутрішніх реакцій в діаді 2-3 необхідно розглянути рівновагу однієї ланки, ланки 2.

2.4 Розрахунок кривошипа

Зобразимо кривошип з доданими до нього силами і врівноважує силою , Еквівалентній силі дії на кривошип з боку двигуна. Дія відкинуті зв'язків враховуємо вводячи реакції і . Визначаємо врівноважуючу силу, вважаючи, що вона прикладена в точці А кривошипа, перпендикулярно йому. Складаємо рівняння рівноваги кривошипа.

Будуємо план діади в масштабі сил . Значення сили визначаємо з плану сил.

2.5 Визначення врівноважує сили методом Жуковського

Будуємо повернений на 900 план швидкостей і у відповідних точках прикладаємо всі зовнішні сили, включаючи і сили інерції. Складемо рівняння моментів відносно точки , Вважаючи невідомої:

Справжність графічного методу:

2.6 Визначення потужностей

Втрати потужності в кінематичних парах:

Втрати потужності на тертя під обертальних парах:

де - Коефіцієнт

- Реакція у обертальної парі,

- Радіус цапф.

Сумарна потужність тертя

Миттєво споживана потужність

Потужність приводу, що витрачається на подолання корисного навантаження.

2.7 Визначення кінетичної енергії механізму

Кінетична енергія механізму дорівнює сумі кінетичних енергій входять до нього масивних ланок.

Наведений момент інерції

3. Геометричний розрахунок зубчастої передачі. Проектування планетарного механізму

3.1 Геометричний розрахунок равносмещенного зубчастого зачеплення.

Вихідні дані:

Кількість зубів на шестерні

Число зубів на колесі

Модуль

Кут профілю рейки

Коефіцієнт висоти головки зуба

Коефіцієнт радіального зазору

Сумарне число зубів коліс

Оскільки , То проектуємо равносмещенное зубчасте зачеплення.

Коефіцієнт зміщення

Кут зачеплення

Ділильний міжосьова відстань

Початкове міжосьова відстань

Висота зуба

Висота головки зуба

Висота ніжки зуба

Ділильний діаметр

Основний діаметр

Діаметр вершин

Діаметр западин

Товщина зуба по ділильному діаметру

Ділильний крок

Крок за основного кола

Радіус галтелі

Коефіцієнт перекриття

Похибка визначення коефіцієнта зачеплення:

де ab і p знаходимо з креслення картини зачеплення.

1. Масштабний коефіцієнт побудови картини зачеплення.

3.2 Синтез планетарного редуктора

Вихідні дані:

Модуль

Частота обертання валу двигуна

Частота обертання кривошипа

Числа зубів

Номер схеми редуктора

Знак передатного відношення -

Загальне передаточне відношення редуктора

Передаточне відношення простої передачі

Передаточне відношення планетарної передачі

Формула Вілліса для планетарної передачі

5. Передаточне відношення зверненого механізму, виражене в числах зубів.

Уявімо отримане відношення у вигляді

6. Підбір чисел зубів

Вибираємо числа зубів

7. Умова співвісності

Умова співвісності виконано

8. Ділильні діаметри

9. Кутова швидкість вала двигуна

10. Лінійна швидкість точки A колеса z1

11. Масштабний коефіцієнт Kv

12. Масштабний коефіцієнт побудови плану редуктора

3.3 Визначення частот обертання аналітичним методом.

1. Визначення частот обертання аналітичним методом.

звідки

Знак плюс показує, що водило обертається в одному напрямку з валом

2. Визначення частот обертання графічним методом.

Масштабний коефіцієнт плану частот обертання

Частоти обертання, отримані графічним способом.

Визначення похибок

Private Sub CommandButtonl_Click ()

Dim zl, z2, m, ha, C, z5, z6, xl, x2, aw, a, h, hal, ha2, hfl, hf2, dl, d2, dal, da2, dBl, dB2, dfl, df2, SI , S2, P, PB, rf, q As Double zl = CDbl (TextBoxl. Value)

z2 = CDbl (TextBox2.Value)

m = CDbl (TextBox3. Value)

ha = CDbl (TextBox4.Value)

c = CDbl (TextBox5. Value)

q = CDbl (TextBox6.Value)

ListBoxl. Clear

ListBoxl.Addltem ("Початок відліку")

ListBoxl.Addltem ("zl =" & zl)

ListBoxl. Addltem ("z2 =" & z2)

ListBoxl.Addltem ("m =" & m)

ListBoxl.Addltem ("ha *=" & ha)

ListBoxl.Addltem ("C *=" & C)

q = (q * 3.14) / 180

ListBoxl.Addltem ("кут-'& q)

xl = (17-zl) / 17

ListBoxl.Addltem ("xl =" & xl)

x2 =-xl

ListBoxl.Addltem ("x2 =" & x2)

a = m * (zl + z2) / 2

ListBoxl. Addltem ("a =" & a)

aw = a

ListBoxl. Addltem ("aw =" & aw)

h = 2.25 * m

ListBoxl. Addltem ("h =" & h)

ha1 = m * (ha + x1)

ListBoxl. Addltem ("ha1 =" & ha1)

ha2 = m * (ha + x2)

ListBoxl. Addltem ("ha2 =" & ha2)

hf1 = m * (ha + c-x1)

ListBoxl. Addltem ("hf1 =" & hf1)

hf2 = m * (ha + c-x2)

ListBoxl. Addltem ("hf2 =" & hf2)

d1 = m * z1

ListBoxl. Addltem ("d1 =" & d1)

d2 = m * z2

ListBoxl. Addltem ("d2 =" & d2)

dw1 = d1

ListBoxl. Addltem ("dw1 =" & dw1)

dw2 = d2

ListBoxl.Addltem ("dw2 =" & dw2)

dal = dl +2 * hal

ListBoxl.Addltem ("dal =" & dal)

da2 - d2 + 2 * ha2

ListBoxLAddltem ("da2 =" & da2)

dfl = dl - 2 * hfl

ListBoxLAddltem ("dfl =" & dfl)

df2 = d2-2 * hf2

ListBoxLAddltem ("hf2 =" & h £ 2) dBl = dl * Cos (q)

ListBoxLAddltem ("dBl =" & dBl)

dB2 = d2 * Cos (q)

ListBoxLAddltem ("dB2 =" & dB2) Sl = 0.5 * 3.14 * m + 2 * xl * m * Tan (q) ListBdxl.AddItem ("Sl =" & Sl)

S2 = 0.5 * 3.14 * m + 2 * x2 * m * Tan (q) ListBoxLAddltem ("S2 =" & S2)

P = 3.14 * m

ListBoxLAddltem ("p =" & P)

pB = p * Cos (q)

ListBoxLAddltem ("pB =" & pB) rf = 0.38 * m

ListBoxLAddltem ("r £ =" & rf) End Sub

Private Sub CommandButton2_Click () UserForm 1.Hide

End Sub

Вихідні дані

Кут зацепленіяа = 20

Коефіцієнт висоти головки зубаha = l

Коефіцієнт радіального зазораС = 0,25 Модульm = 6 мм

Кількість зубів шестерніz 1 = 13

Кількість зубів колеса z2 = 21

Результати розрахунку

Початкове міжосьова відстань aw = 102 мм

Висота зубаh = 11,25 мм

4. Синтез і аналіз кулачкового механізму

4.1 Побудова кінематичних діаграм і визначення масштабних коефіцієнтів

Вихідні дані:

а) діаграма руху вихідної ланки

б) частота обертання кривошипа

в) максимальний підйом штовхача

г) робочий кут кулачка

д) кут тиску

е) дезаксіал кулачка

ж) число зубів шестерні

з) число зубів колеса

За заданим графіком прискорення штовхача, графічним інтегруванням за методом хорд строю 2 графіка. Графік швидкості штовхача і графік переміщення .

Базові величини інтегрування:

Масштабний коефіцієнт переміщення.

де -Максимальне значення ординати графіка, відповідає заданим підйому штовхача.

Масштабний коефіцієнт часу

де - Частота обертання кулачка

= 120 мм - довжина відрізка на осі абсцис графіка зображає час повороту кулачка на робочий кут.

Масштабний коефіцієнт швидкості штовхача.

Масштабний коефіцієнт прискорення

4.2 Вибір мінімального радіуса і побудова профілю кулачка

Мінімальний радіус кулачка вибирається з умови виконання заданого кута тиску . Для цього будуємо спільний графік в стандартному масштабі . До отриманого графіком проводимо дві дотичні під кутом тиску і отримуємо зону вибору центрів обертання кулачка.

При побудові графіка вздовж ординат і вздовж абсцис, значення відкладаємо в одному і томже масштабі .

Значення аналогів швидкості в стандартному масштабі.

Відрізки наведених швидкостей штовхача визначаємо аналогічним методом, для чого знаходимо

Радіус ролика

Мінімальний радіус дійсного профілю

4.3 Побудова профілю кулачка

Профіль кулачка будуємо з застосуванням методу оберненого руху. Масштабний коефіцієнт побудови .

Проводимо кола радіусом , А потім коло радіусом дезаксіала відкладаємо фазовий робочий кут . Ділимо його на дванадцять частин. Ділимо його на дванадцять частин. До точки поділу перетнула окружність дезаксіала проводимо перпендикуляри. За ним відкладаємо поточні переміщення. З'єднуємо отримані точки, отримуємо центровий профіль кулачка. Обкачуємо ролик по центровому профілю у всередину, отримуємо дійсний профіль кулачка.

4.4 Визначення максимальної лінійної швидкості та прискорення штовхача.

Список використаних джерел

1. Машков А.А. Теорія механізмів і машин. Мн., 1971.

2. Артоболевський І.І. Теорія механізмів і машин. М., 1975.

3. Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К. та ін Теорія механізмів і машин під ред. К.В. Фролова М., 1986.

4. Попов С.А., Тимофєєв Г.А. Курсове проектування з теорії механізмів і механіці машин. М., 1998.