«В. Ф. Коренский ТЕОРИЯ МЕХАНИЗМОВ, МАШИН И МАНИПУЛЯТОРОВ Учебно-методический комплекс для студентов специальностей 1-36 01 01, 1-36 01 03 В двух частях Часть 2 ПРАКТИКА КУРСОВОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН Новополоцк ПГУ 2009 ...»

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

«Полоцкий государственный университет»

В. Ф. Коренский

ТЕОРИЯ МЕХАНИЗМОВ,

МАШИН И МАНИПУЛЯТОРОВ

Учебно-методический комплекс

для студентов специальностей 1-36 01 01, 1-36 01 03

В двух частях

Часть 2

ПРАКТИКА КУРСОВОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН

Новополоцк ПГУ 2009 УДК 621.01(075.8) ББК 34.42я73 К66 Рекомендовано к изданию методической комиссией машиностроительного факультета в качестве учебно-методического комплекса (протокол № 10 от 17.10.2008) РЕЦЕНЗЕНТЫ:

гл. инженер ОАО «Технолит» Н. А. ПАРШУТО;

проф., доктор техн. наук каф. технологии и оборудования машиностроительного производства УО «ПГУ» Н. Н. ПОПОК Коренский, В. Ф.

Теория механизмов, машин и манипуляторов : учеб.-метод. комплекс.

К В 2 ч. Ч. 2. Практика курсового проектирования машин / В. Ф. Коренский. – Новополоцк : ПГУ, 2009. – 208 с.

ISBN 978-985-418-836-2.

Заложены новые принципы проектирования по курсу «Теория механизмов, машин и манипуляторов» (ТММ и М) на базе общих требований к машинным технологиям (производительность, энерго- и массосбережение, долговечность и т.п.). Представлены алгоритм и образец выполнения курсового проектирования.

Предназначен для студентов механико-машиностроительных специальностей вузов, преподавателей и специалистов.

УДК 621.01(075.8) ББК 34.42я ISBN 978-985-418-836-2 (Ч. 2) ISBN 978-985-418-652- © Коренский В. Ф., © УО «Полоцкий государственный университет»,

ВВЕДЕНИЕ

Предварительная (общенаучная) подготовка студентов в вузе по физике, химии, математике и механике представляет собой углубление знаний по положениям, с которыми студент знакомится в средней школе. Методики подготовки в школе и в вузе по этому циклу дисциплин принципиально не различаются. Отсутствие практического применения этих знаний к будущей профессии студента снижает интерес и к их получению.

К освоению будущей профессии студент-гражданин должен подходить обстоятельно, с должным вниманием и ответственностью. Азы профессии, которые формулируются и закладываются в дисциплине ТММ и М, он должен изучить наиболее тщательно.

Дисциплина «Теория механизмов, машин и манипуляторов» имеет достаточную физико-математическую научную базу, богатую историю развития машиностроения. Программой ее изучения [1] предусмотрен машиноведческий курсовой проект – первый в профессиональной деятельности студента-механика. Поэтому эту дисциплину уместно рассматривать как ключевую (не эпизодическую). В процессе обучения студент может и должен понять, в чем истинное назначение профессии инженера-механика, какова ее суть и общественная значимость.

В процессе изучения курса студент должен осознать:

1) как от результатов изучения общественного спроса на продукцию перейти к проектированию машины для изготовления этой продукции (т. е., с чего следует начать проектирование);

2) какую роль выполняет проект по ТММ и М в системе реального проектирования новых машин и может ли студент воспользоваться приобретаемыми знаниями при изучении смежных дисциплин и при прохождении производственных практик на промышленных предприятиях;

3) этапы осуществления проектирование в вузе, в чем значение дипломного проектирования;

4) какова роль получаемых в вузе навыков проектирования в профессиональной деятельности инженера-механика.

Выполнив проект по ТММ и М, студенты механических специальностей должны получить осязаемый результат проектирования, проверить себя в конкретных условиях творческой работы.

Предлагаемое пособие представляет вариант организации учебного процесса на машиностроительных факультетах вузов. Для этого традиционный курс ТММ и М перестроен таким образом, что главное внимание в нем отведено машинам, а механизмы рассматриваются как структурные составляющие машин, и требования к ним устанавливаются на основе общих требований к разрабатываемым машинам [2]. Сами машины рассматриваются как инструмент, создаваемый инженерами и рабочими для выполнения технологических операций. Технологии определяют содержание технических заданий на проектирование новых машин.

Курсовой проект по ТММ и М естественным образом занимает нишу первого этапа проектирования машин. В Единой системе конструкторской документации (ЕСКД) этот этап называют этапом разработки технического предложения. Разработка технического предложения вовлекает студента в русло реального проектирования, способствует его профессиональному росту, помогает на ранних этапах обучения своевременно решать социальноэтические проблемы и задачи, связанные с выбором профессии.

В указанной постановке курсовое проектирование становится стержнем дисциплины ТММ и М, началом последующей общепрофессиональной подготовки. Лекционный курс, лабораторные и практические занятия по этой дисциплине направляются исключительно на успешное выполнение курсового проектирования.

Цели разработанного способа проектирования по дисциплине ТММ и М, входные параметры и алгоритм проектирования поставлены и обсуждены:

1) на Всесоюзном семинаре заведующих кафедрами и ведущих лекторов по теории механизмов и машин вузов СССР 12 – 21 сентября 1989 г.

';

в КПИ, г. Калинин [3];

2) на зональном научно-методическом совещании-семинаре заведующих кафедрами и ведущих лекторов по теории механизмов и машин вузов Прибалтики, Белоруссии и Калининградской области РСФСР 25 – января 1990 г. в ВИСИ, г. Вильнюс [4];

3) на 52-й международной научно-технической конференции профессоров, преподавателей, научных работников, аспирантов и студентов в БГПА, г. Минск, «Технические вузы – республике» [5].

По отдельным темам получены поощрительные грамоты, дипломы I и II степени на конкурсах НИРС РБ в 2000 – 2003 уч. годах.

На основе указанных материалов разработана методика курсового проектирования машин [6] как первый этап их проектирования в ЕСКД.

Разработаны технические задания для проектирования более 20 различных технологических машин. Методика внедрена в учебный процесс кафедры механики УО «Полоцкий государственный университет».

Излагаем основы этой методики. В совокупности с ч. I настоящего УМК она может служить базой для уточнения разделов типовой программы курса ТММ и М.

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ, ЕГО СОДЕРЖАНИЕ

И ОБЪЕМ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Курсовой проект по теории механизмов, машин и манипуляторов – первый машиноведческий проект в подготовке будущего инженерамеханика – должен раскрывать связь проектирования с жизнью, обеспечивать психологический настрой студента на творческий инициативный труд. Поэтому в нем уместно задать лишь общие, принципиально важные входные данные, связанные непосредственно с технологией. Выполнение параметров технологии составляет цель разработки конкретной машины.

Число входных данных должно быть минимальным; недостающие данные студент получает в процессе творческой работы над курсовым проектом.

В качестве общих входных данных для составления технических заданий к курсовому проектированию по ТММ и М предлагаем следующие.

1. Производительность определяют исходя из потребностей предприятия (общества) в готовой продукции. Производительность – важнейший показатель, ради которого создают и совершенствуют машины.

Это понятие входит в классическое определение машины, в т. ч. приведенное в политехническом словаре [7].

2. Величину хода рабочих инструментов определяют исходя из геометрических размеров обрабатываемого изделия, технологических перебегов для выполнения подготовительных операций (съем, подача и т. п.). Перебеги должны обеспечивать время выполнения подготовительных операций.

3. Среднюю скорость обработки изделий можно определить исходя из стойкости применяемого инструмента, динамической устойчивости работы машины для получения изделий высокого качества.

4. Диаграмму распределения технологических усилий в функции хода обрабатывающих инструментов определяют теоретически либо экспериментально в зависимости от механических и геометрических свойств обрабатываемой заготовки, характера взаимодействия изделия с инструментом и т. п.

Переход от указанных данных к конструктивным параметрам машин можно осуществить через коэффициент производительности [2], [8], который служит основным показателем их технического совершенства.

Проектирование по ТММ и М, согласно излагаемой методике, начинается со знакомства с заданной технологией, с образцами машин и с примерами их использования. Знакомство осуществляется по литературнотехническим источникам, энциклопедическим словарям и справочникам [9], содержащим описания изобретений.

В процессе проектирования по ТММ и М (рис. 5.1 и пояснительная записка к нему) студент 1) по доступным источникам проводит литературно-патентный поиск, определяет состояние вопроса, изучает аналоги проектируемой машины, подбирает для нее прототип; на основании этих материалов пишет введение к пояснительной записке;

2) разрабатывает структурную схему машины, подбирает двигатель и функциональные механизмы;

3) определяет удельное энергопотребление на единицу выпускаемой продукции, т. к. без умения оценивать энергопотребление ставить вопрос о его экономии бессмысленно;

4) определяет геометрические размеры звеньев функциональных механизмов, т. е. производит их геометрический синтез;

5) проводит ориентировочную оценку масс звеньев машины, находит их обобщенные инертные свойства для динамического синтеза машины;

6) обеспечивает динамическую устойчивость выполнения заданного машинного технологического процесса, уточняет массу и часть энергии, которую можно рекуперировать (потенциальную составляющую энергии).

Далее выполняют кинетостатический анализ машины, для чего:

1) определяют закон движения главного вала, ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев;

2) находят действующие силы, силы инерции, реакции в кинематических парах;

3) по результатам кинетостатического анализа проводят сравнительную оценку долговечности кинематических пар, вычисляют потери энергии на трение.

Анализ выполняют для одного расчетного положения машины в пределах одного технологического цикла ее работы (один оборот главного вала) с целью отработки методики силового расчета машины и демонстрации его целей.

2. МАШИННЫЕ ТЕХНОЛОГИИ

И ТИПОВЫЕ АНАЛОГИ МАШИН

Проектирование по ТММ и М, согласно излагаемой методике, начинается со знакомства с заданной технологией и образцами машин.

Для облегчения поиска аналогов машин и составления обоснований приводим описания типовых конструкций и технологий [10] – [15].

В случае нехватки времени на проведение полномасштабного поиска преподаватель по образцам может назначить прототип. Задачи проектирования решают путем обоснованных изменений некоторых характеристик подобранного прототипа.

ТИПОВЫЕ АНАЛОГИ ОБРАБАТЫВАЮЩИХ МАШИН

2.1. Поперечно-строгальный станок [10, с. 237] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Поперечно-строгальный станок (рис. 2.1) имеет следующие основные узлы (рис. 2.1, а): станину, ползун 5 с резцовой головкой 6, стол 7.

Строгание металла осуществляется закрепленным в резцовой головке резцом при его возвратно-поступательном движении в горизонтальном направлении.

Движение от электродвигателя 8 передается кривошипу 1 через планетарный редуктор 9 и зубчатую передачу Z4, Z5. Преобразование вращательного движения кривошипа 1 в возвратно-поступательное движение ползуна 5 осуществляется шестизвенным рычажным механизмом, состоящим из кривошипа 1, шатуна 2, качающейся кулисы 3, кулисного камня и ползуна 5. Сопротивление движению ползуна характеризуется диаграммой сил сопротивления (рис. 2.1, б). Ход S ползуна выбирается в зависимости от длины обрабатываемой детали с учетом перебегов резца 0,08S и может регулироваться при наладке станка.

Во время перебегов резца в конце холостого и начале рабочего ходов происходит перемещение стола с обрабатываемой деталью при помощи ходового винта. Поворот винта производится посредством храпового механизма, состоящего из колеса 10, рычага 11 с собачкой, тяги 12 и качающегося толкателя 13. Поворот толкателя осуществляется дисковым кулачком 14, закрепленным на кривошипном валу. Подача регулируется рычагом, что позволяет изменять количество зубьев, захватываемых собачкой, и тем самым обеспечивает поворот ходового винта на требуемый угол. Для получения необходимой равномерности движения на главном валу закреплен маховик 15. Циклограмма механизмов показана на рис. 2.1, в.

Рис. 2.1. Поперечно-строгальный станок: механизмы и диаграммы 2.2. Поперечно-строгальный станок [12, с. 12] Назначение и краткое описание механизмов станка Поперечно-строгальный станок (рис. 2.2) предназначен для строгания поверхностей. Основным механизмом является шестизвенный кривошипнокоромысловый механизм (рис. 2.2, а), состоящий из кривошипа 1, шатуна 2, коромысла 3, ползунов 4 и 5. Привод состоит из зубчатой передачи Z5, Z6, планетарного редуктора 8 и электродвигателя 7. Диаграмма сил сопротивления движению ползуна 5 показана на рис. 2.2, б.

Перемещение стола на величину поперечной подачи производится с помощью ходового винта. Поворот винта производится посредством храпового механизма, состоящего из колеса 13, рычага 12 с собачкой, тяги 11 и коромыслового толкателя 10 (рис. 2.2, а). Поворот толкателя 10 осуществляется дисковым кулачком 9, который закреплен на валу 0 кривошипа. Регулирование подачи стола производится путем изменения длины рычага ML.

При проектировании кулачкового механизма выбирают закон движения толкателя и осуществляют подачу стола во время перебегов резца в конце холостого и в начале рабочего ходов в соответствии с циклограммой (рис. 2.2, в).

Рис. 2.2. Поперечно-строгальный станок: механизмы и диаграммы 2.3. Поперечно-строгальный станок с качающейся кулисой Назначение и краткое описание работы механизмов станка Поперечно-строгальный станок (рис. 2.3) предназначен для строгания поверхностей. Станок имеет следующие основные узлы: станина 1, ползун с резцовой головкой 3, стол 4 (рис. 2.3). Привод состоит из зубчатой передачи Z4, Z5, планетарного редуктора 6 и электродвигателя 7 (рис. 2.4, a).

Резание металла осуществляют резцом, закрепленным в резцовой головке, при его возвратно-поступательном движении в горизонтальном направлении.

Рис. 2.3. Общий вид поперечно-строгального станка с качающейся кулисой Для движения ползуна с резцовой головкой используют шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с качающейся кулисой, состоящий из кривошипа 1, камня 2, кулисы 3, ползунов 4 и 5. Диаграмма сил сопротивления движению ползуна показана на рис. 2.4, б. Ход ползуна Н выбирают в зависимости от длины lд обрабатываемой поверхности с учетом перебегов ln в начале и конце рабочего хода. Длина хода ползуна может изменяться при наладке станка для обработки конкретных деталей. Среднюю 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 поперечной подачи с помощью ходового винта. Поворот винта производится посредством храпового механизма, состоящего из колеса 10, рычага 11 с собачкой, тяги 9 и качающегося толкателя 8 (рис. 2.4, а).

Поворот толкателя 8 осуществляется от дискового кулачка, который выполнен в виде паза в теле зубчатого колеса Z5. Регулирование величины поперечной 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 обосновать выбор закона движения толкателя (рис. 2.5) и осуществить поперечную подачу резца во время перебега в конце холостого и в начале рабочего ходов в соответствии с циклограммой, приведенной на рис. 2.6.

Рис. 2.4: а – схема кривошипно-кулисного и кулачкового механизма;

Рис. 2.5. Законы изменения ускорений толкателя кулачкового механизма Рис. 2.6. Циклограмма работы механизмов строгального станка 2.4. Поперечно-строгальный станок с качающейся кулисой [11, c. 29] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Поперечно-строгальный станок (рис. 2.7) предназначен для строгания поверхностей. Станок имеет следующие основные узлы: станина 1, ползун с резцовой головкой 3, стол 4 (рис. 2.7). Привод состоит из зубчатой передачи Z5, Z6, планетарного редуктора 6 и электродвигателя 7 (рис. 2.8, a).

Резание металла осуществляется резцом, закрепленным в резцовой головке, при его возвратно-поступательном движении в горизонтальном направлении.

Для движения ползуна с резцовой головкой используют шестизвенный кривошипно-кулисный механизм с качающейся кулисой, состоящий из кривошипа 1, камня 2, кулисы 3, шатуна 4 и ползуна 5. Диаграмма сил сопротивления движению ползуна 5 показана на рис. 2.8, б. Ход ползуна Н выбирают в зависимости от длины lд обрабатываемой поверхности с учетом перебегов lп в начале и в конце рабочего хода. Длина хода ползуна может изменяться при наладке станка для обработки конкретных деталей. Среднюю скорость резания (скорость поступательного движения при рабочем ходе) выбирают в зависимости от условий обработки (в т. ч. от стойкости применяемого инструмента).

Во время перебегов в конце холостого и в начале рабочего ходов осуществляется перемещение стола на величину поперечной подачи с помощью ходового винта. Поворот винта производится посредством храпового механизма, состоящего из колеса 10, рычага 11 с собачкой, тяги 9 и качающегося толкателя 8 (рис. 2.8, а). Поворот толкателя 8 осуществляется от дискового кулачка, который выполнен в виде паза в теле зубчатого колеса Z6.

Рис. 2.7. Общий вид поперечно-строгального станка с качающейся кулисой Рис. 2.8: а – схема кривошипно-кулисного и кулачкового механизма;

Регулирование поперечной 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 обосновать заданный закон движения толкателя (рис. 2.9) и осуществить подачу резца в поперечном направлении в конце холостого и в начале рабочего ходов в соответствии с циклограммой (рис. 2.10).

Рис. 2.9. Законы изменения ускорения толкателя кулачкового механизма Рис. 2.10. Циклограмма работы механизмов строгального станка 2.5. Поперечно-строгальный станок с вращающейся кулисой Назначение и краткое описание работы механизмов станка Строгальный станок (рис. 2.11) предназначен для строгания плоских поверхностей. Привод станка состоит из электродвигателя, планетарного редуктора и зубчатой передачи (Z5, Z6) (рис. 2.11, а). Резание материала производят резцом, закрепленным в резцовой головке, совершающей возвратно-поступательное движение. Для движения резца, укрепленного в суппорте ползуна 5, используют шестизвенный кривошипнокулисный механизм, состоящий из кривошипа 1, кулисного ползуна 2, вращающейся кулисы 3, шатуна 4, ползуна 5. Силы сопротивления, приложенные к звену 5, показаны в виде диаграммы (PC5, SD) на рис. 2.11, б.

Ход Н ползуна 5 выбирают в зависимости от длины обрабатываемой детали lд с учетом длины перебегов резца ln в начале и в конце рабочего хода. Среднюю скорость резания Vрез выбирают в зависимости от условий обработки. Во время перебегов в конце холостого и в начале рабочего ходов осуществляется перемещение стола, на котором закрепляют обрабатываемую деталь, с помощью ходового винта на величину поперечной подачи. Поворот этого винта производится посредством кулачкового механизма, состоящего из кулачка 6 и коромыслового толкателя 7, а также храпового механизма, состоящего из звеньев 8 и 9, храпового колеса 10 и собачки 11. Кулачок 6 закреплен на одном валу с кривошипом 1. Регулирование подачи стола осуществляется изменением количества зубьев, захватываемых собачкой 11.

При проектировании кулачкового механизма необходимо обосновать выбор закона изменения ускорений толкателя (рис. 2.9) и осуществить подачу резца за время его перебегов в соответствии с циклограммой работы механизмов строгального станка (рис. 2.10).

Рис. 2.11. Общий вид поперечно-строгального станка с вращающейся кулисой 2.6. Долбежный станок с вращающейся кулисой [11, c. 13] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Долбежный станок (рис. 2.12) предназначен для долбления внутренних Рис. 2.12. Общий вид долбежного станка с вращающейся кулисой с вращающейся кулисой, состоящий из кривошипа 1, камня 2, кулисы 3, шатуна 4 и ползуна 5 (рис. 2.13). Ход ползуна Н выбирается в помощи привода, состоящего из электродвигателя 4, ременной передачи, зубчатой передачи 5, числу оборотов кривошипа (n1, об / мин), определяют по заданной производительности.

Рис. 2.13. Схема кривошипно-кулисного механизма с вращающейся кулисой Дисковый кулачок, сидящий на одном валу с кривошипом, осуществляет поворот храпового колеса, приводящего в движение механизм поперечной подачи стола (рис. 2.14).

При проектировании кулачкового механизма необходимо обосновать выбор закона изменения ускорения толкателя (рис. 2.15) и осуществить поперечную подачу заготовки во время верхнего перебега резца (в конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой, приведенной на рис. 2.16.

Рис. 2.16. Циклограмма работы механизмов долбежного станка 2.7. Долбежный станок с качающейся кулисой [11, с. 5] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Рис. 2.17. Общий вид долбежного станка с качающейся кулисой Резание металла осуществляется резцом, закрепленным в резцовой головке, при его возвратно-поступательном движении в вертикальном направлении. Для движения резца используется шестизвенный кривошипнокулисный механизм с качающейся кулисой, состоящий из кривошипа 1, камня 2, кулисы 3, поводка 4 и ползуна 5 (рис. 2.18).

Рис. 2.18. Схема кривошипно-кулисного механизма движения резца и кулачкового механизма подачи стола долбежного станка Ход ползуна Н выбирают в зависимости от длины lд обрабатываемой поверхности с учетом перебегов ln в начале и конце рабочего хода. Длина хода ползуна может изменяться при наладке станка для обработки конкретных деталей. Среднюю скорость резания Vрез (скорость поступательного движения при рабочем ходе ползуна) выбирают в зависимости от условий обработки и обеспечивают при помощи привода, состоящего из электродвигателя 4, ременной передачи, коробки скоростей 5, зубчатой передачи и кулисного механизма (рис. 2.17). Подачу охлаждающей жидкости в зону резания обеспечивает шестереночный насос Z1, Z2 (рис. 2.17) и системы трубопроводов.

Число двойных ходов ползуна в минуту, равное числу оборотов кривошипа n1, определяют по заданной производительности.

Во время перебега в конце холостого и начале рабочего ходов (циклограмма на рис. 2.19) осуществляется перемещение стола на величину подачи с помощью ходового пинта. Поворот винта производится посредством храпового механизма, состоящего из колеса 9, рычага 8 с собачкой 10, тяги 7 и толкателя 6 (рис. 2.18).

Рис. 2.19. Циклограмма работы механизмов долбежного станка Рис. 2.20. Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма 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, обеспечивает поворот ходового винта на требуемый угол. При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить реализацию заданного закона изменения ускорения при движении толкателя (рис. 2.20) и осуществить поперечную подачу заготовки во время верхнего перебега резца (в конце холостого и начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой (рис. 2.19).

2.8. Зубострогальный станок для нарезания конических колес Назначение и краткое описание работы механизмов станка Нарезание зубьев колеса на зубострогальном станке (рис. 2.21) производится двумя резцами, совершающими возвратно-поступательное движение и работающими попеременно. Обкаточное движение осуществляется вращением резцовой головки III совместно с резцами и вращением заготовки IV (рис. 2.21, а). Длину хода резцов Н, установленных на ползунах 5 и 7 механизма строгания, определяют в зависимости от длины зуба b, нарезаемого колеса и длины перебегов ln в начале и в конце хода ползунов. Средняя скорость движения ползунов определяется скоростью резанья Vcp. Ползуны 5 и 7 перемещаются относительно направляющих, расположенных в резцовой головке III станка и устанавливаемых под углом. Движение ползунов 5 и 7 осуществляется при помощи восьмизвенного рычажного механизма, представляющего собой соединение шарнирного четырехзвенника (звенья 1, 2, 3) с кулисно-ползунным механизмом (звенья 3, 4, 5, 6, 7). Кривошип 1 получает вращение от электродвигателя I через планетарный редуктор II и конические зубчатые передачи Z6, Z7 и Z8, Z9. Реверсивное вращение механизмов обката производится переменным включением зубчатых передач Z10, Z11, Z12 и Z13, Z14 с помощью роликов 9 и собачек 11, вводимых в зацепление кулачковым механизмом, состоящим из кулачка 8 и коромыслового толкателя 10. При проектировании линии движения ползунов принято считать параллельными, отстоящими от оси С на расстояние lр (принять угол = 0). При проектировании кулачка механизма необходимо обеспечить реализацию заданного закона изменения ускорений толкателя (рис. 2.21, б).

Назначение и краткое описание работы механизмов станка Зубодолбежный станок (рис. 2.22, а) предназначен для нарезания цилиндрических зубчатых колес, работает по методу обкатки, воспроизводя зацепление двух колес, одно из которых является инструментом (долбяк 1), а второе – заготовкой (2).

Долбяк получает возвратно-поступательное движение от электродвигателя М через клиноременную передачу 5, коробку скоростей 4, рычажный механизм 3 и две одинаковые реечные передачи Z13 / Z14 и Z15 / Z16. При движении вниз долбяк снимает стружку. График сил резания показан на рис. 2.22, в. Рычажный механизм (рис. 2.22, б) состоит из кривошипа r, шатуна l, качающейся кулисы d. Шатун выполнен заодно с рейкой. Ход долбяка регулируется изменением радиуса кривошипа r. Заготовка крепится в шпинделе стола 6. Соотношение чисел оборотов долбяка и заготовки обеспечивается цепью обкатки: Z11 / Z12 – Z7 / Z8 – Z9 / Z10 (передаточное число U2) и Z25 / Z26 (передаточное число U1). Круговая подача долбяка регулируется изменением передаточного числа U1, пары сменных колес. Включению круговой подачи предшествует радиальная подача шпиндельной головки для обеспечения врезания долбяка в заготовку на требуемую глубину. Радиальная подача осуществляется от вала кривошипа через кинематическую связь «кулачок – винтовая пара» в виде цепи Z1 / Z (передаточное число U3), передачи Z17 / Z18 – Z19 / Z20 – Z21 / Z22. К началу холостого хода на участке перебега долбяка заготовка отводится от инструмента, а к началу рабочего хода стол опять возвращается в исходное положение. Это движение обеспечивается механизмом отвода стола, привод которого осуществляется от коробки скоростей через кулачковый механизм (рис. 2.22, г) и систему рычагов, причем угловая скорость кулачка равна угловой скорости кривошипа рычажного механизма.

Циклограмма станка показана на рис. 2.22, д.

Рис. 2.22. Зубодолбежный станок: механизмы и диаграммы Рис. 2.23. Механизмы и схемы гайковырубного автомата:

а – рычажный механизм перемещения ползуна с пуансоном;

б – график силы сопротивления, приложенной к пуансону;

в – схема планетарной и простой ступеней редуктора;

г – схема кулачкового механизма перемещения матриц;

д – синусоидальный закон изменения аналога ускорения толкателя Назначение и краткое описание работы механизмов станка Гайковырубной автомат (рис. 2.23) предназначен для изготовления гаек из полосовой стали. Движение от электродвигателя через планетарный редуктор b и зубчатую передачу ab передается на кривошип ОА шестизвенного механизма ОАВСА. Во время длинного хода H1 ползуна 5 влево, начиная с положения механизма А1В1Д1 и заканчивая положением А11В11Д11 с помощью пуансонов, закрепленных на ползуне 5, и матрицы на ползуне-челноке производятся операции:

1) вырубка уголков в полосе, которая подается в зону штамповки с помощью механизма подачи;

2) пробивка отверстий под резьбу;

3) отрубка гаек от полосы;

4) чеканка фаски.

После этого ползун 5 совершает короткий ход Н2 вправо до положения механизма АIIIВIIIДIII, во время которого челнок-ползун, до этого неподвижный, перемещается вверх и выставляет на позицию штамповки калибровочную матрицу для граней гайки. Далее ползун 5 совершает короткий ход влево (до положения механизма AIVBIVДIV), во время которого и производится зачистка граней гайки (калибровка).

График изменения усилий, действующих на ползун 5 при раPDmax боте автомата, показан на рис. 2.23, б. Во время длинного обратного хода ползуна 5 вправо осуществляется отвод калибровочной матрицы вниз.

Челнок-ползун с матрицами приводится в движение кулачковым механизмом (рис. 2.23, г). Пружина возвращает челнок в исходное положение.

Требуемый закон изменения ускорений толкателя показан на рис. 2.23, д.

Рис. 2.24. Чеканный пресс: механизмы и диаграммы Назначение и краткое описание работы механизмов станка Чеканный пресс (рис. 2.24, а) предназначен для выполнения операций холодной и горячей обработки, чеканки и т. п.

Операция штамповки осуществляется пуансоном 17, установленным на ползуне 5 рычажного механизма, состоящего из звеньев 1, 2, 3, 4, 5 и обеспечивающего невысокую скорость деформирования в конце хода ползуна, где происходит чеканка, передающего большие усилия на инструмент в конце рабочего хода. Кривошип I приводится во вращение электродвигателем 6 через ременную передачу 7, зубчатую пару Z1, Z2, муфту 10. Остановка кривошипно-ползунного механизма происходит при отключении муфты 10 и тормоза 9.

Заготовка в зону штамповки подается с помощью шиберной подачи.

Выталкивание отштампованного изделия из матрицы осуществляется рычагом 15, приводимым от кулачково-коромыслового механизма 11 – 12.

В исходное состояние выталкивающее устройство возвращается под действием пружины 16.

Циклограмма механизмов чеканного пресса показана на рис. 2.24, в.

График изменения усилий F на ползуне 5 приведен на рис. 2.24, г.

2.12. Кривошипно-коленный пресс [12, c. 24] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Кривошипно-коленный пресс (рис. 2.25, а) предназначается для штамповки, холодной калибровки и чеканки. Высадочный (основной) механизм 1, 2, 3, 4, 5 является кривошипно-коромысловым. Коромысло 3 выполнено в виде шарнирного треугольника. Благодаря такой схеме рабочие скорости ползуна в конце хода малы, жесткость механизма пресса увеличивается. Коленчатый вал I высадочного механизма приводится в движение электродвигателем 11 при помощи планетарного редуктора 12 и зубчатой передачи Z5, Z6. Высадочный ползун 5 с закрепленным в нем пуансоном, совершая по вертикали возвратно-поступательные движения, осуществляет деформацию заготовки. Диаграмма усилий высадки представлена на рис. 2.25, в; значения усилий высадки – на рис. 2.25, г. Подача заготовки производится на холостом ходу (вверх) ползуна 5. Механизм подачи состоит из кулачка 6, закрепленного на коленчатом валу 1, коромыслового толкателя 7 и тяги 8 с ползуном 9, снабженным приспособлением для подачи заготовки (рис. 2.25, a).

Рис. 2.25. Кривошипно-коленный пресс: механизмы и диаграммы 2.13. Пресс-автомат для холодного выдавливания [10, с. 223] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Пресс-автомат (рис. 2.26, а) предназначен для получения изделий методом выдавливания. Деформация заготовки осуществляется пуансоном 18, установленным на ползуне 5 кривошипно-коленного механизма, состоящего из звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5 (рис. 2.26, б). Кривошип 1 приводится во вращение электродвигателем 6 через планетарную передачу Z1 – Z2 – Z3 – H, зубчатые колеса Z4 и Z5. Из бункера 16 заготовки по лотку 17 поступают в механизм подачи, включающий кулачок 13, шибер 15 с роликом 14. Шибер подает заготовку в зону штамповки, затем пуансон 18 заталкивает ее в матрицу 19. Готовое изделие удаляется из матрицы выталкивателем 11, движение которого обеспечивается посредством кулачка 7, установленного на валу кривошипа 1, через ролик 8, толкатель 9 и рычаг 10.

Циклограмма механизмов пресса-автомата приведена на рис. 2.26, д, график изменения усилия F на ползуне 5 – на рис. 2.26, в.

Синтезу подлежит кулачковый механизм выталкивания заготовки (рис. 2.26, г).

Рис. 2.26. Пресс-автомат для холодного выдавливания 2.14. Пресс-автомат с плавающим ползуном [10, с. 225] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Пресс-автомат с плавающим ползуном (рис. 2.27, а) предназначен для операций гибки и вырубки. Движение от электродвигателя 11 через планетарный редуктор Z1 – Z2 – Z3 – Н и зубчатую пару Z4 – Z5 передается на вал кривошипа 1 (рис. 2.270, б). Рычажный механизм звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5 обеспечивает движение ползуна 4 по эллиптической кривой. Подача ленты 6 осуществляется с помощью подвижного прижима 7, установленного на ползуне 4.

Штамповка материала пуансоном 10 происходит в процессе подачи ленты. На холостом ходу лента фиксируется неподвижным прижимом. Резка отходов ведется ножом, установленным на толкателе 9 кулачкового механизма 8, 9.

Рис. 2.27. Пресс-автомат с плавающим ползуном Циклограмма работы пресса-автомата дана на рис 2.27, в; закон изменения ускорения ножа показан на рис. 2.27, д; усилие штамповки изменяется в соответствии с графиком, приведенным на рис. 2.27, г.

Назначение и краткое описание работы механизмов станка Пресс-автомат (рис. 2.28) предназначен для вытяжки изделий из тонкого листового или полосового металла. Деформация заготовки осуществляется в матрице пуансоном, установленным на ползуне 5 кривошипно-коленного механизма, состоящего из звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5 (рис. 2.28, а). Распределение усилий вытяжки представлено на диаграмме (рис. 2.28, б.).

Кривошип 1 приводится во вращение электродвигателем через ступенчатую передачу, включающую планетарные и простую ступени (рис. 2.28, в.).

Схема кулачкового механизма выталкивателя готовых деталей приведена на рис. 2.28, г. Кулачок сидит на валу кривошипа 1 и выталкивает деталь через систему рычагов, как только пуансон покинет матрицу (на холостом ходу).

На рис. 2.28, д показан график изменения аналога ускорений коромысла кулачкового механизма.

Рис. 2.28. Вытяжной пресс-автомат: схемы и диаграммы 2.16. Вытяжной пресс-автомат с выровненным ходом [14, c. 88] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Пресс-автомат (рис. 2.29) предназначен для вытяжки изделий из тонкого листового или полосового металла с прижимом заготовки. Деформация заготовки осуществляется в матрице пуансоном, установленным на ползуне 5 двухкривошипного коленного механизма, состоящего из звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5 (рис. 2.29, а). На рис. 2.29, а представлена диаграмма изменения усилий вытяжки.

Кривошип 1 приводится во вращение электродвигателем через ступенчатую передачу (рис. 2.29, б), включающую планетарную и простую ступени.

Кулачковый механизм зажимного устройства прижимает деталь к столу во время ее обработки пуансоном в матрице. Кулачок посажен на вал кривошипа 1. График изменения аналога ускорений изображен на рис. 2.29, в.

Наличие в механизме второго кривошипа 3 позволяет сократить до минимума количество звеньев с возвратно-поступательным движением, увеличить маховые массы пресса и запас кинетической энергии звеньев, повысить динамическую устойчивость работы автомата.

Рис. 2.29. Вытяжной пресс-автомат с выровненным ходом: схемы и диаграммы 2.17. Брикетировочный автомат [12, c. 28] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Брикетировочный автомат (рис. 2.30) предназначен для прессования брикетов из различных материалов, например, из металлических опилок и стружки.

Основным механизмом автомата является кулисный механизм (рис. 2.30, a).

Движение от электродвигателя 13 через планетарный редуктор 12 передается кривошипу 1, который скользит вдоль кулисы 3, заставляя ее совершать возвратно-вращательные движения вокруг опоры С. Через шатун 4 движение передается ползуну 5, производящему прессование (брикетирование) материала.

Диаграмма сил сопротивления, действующих на ползун 5 при прессовании, представлена на рис. 2.30, б. Данные для построения указанной диаграммы приведены в табл. 2.1.

Механизм выталкивателя готовых брикетов включает кулачок 9 с поступательно движущимся центральным роликовым толкателем 10. Кулачок приводится в движение от вала О кривошипа 1 через зубчатую передачу, состоящую из колес 6, 7, 8. Кулачковый механизм должен обеспечить заданный закон движения толкателя. Маховик 11 установлен на выходном валу редуктора 12.

Рис. 2.30. Брикетировочный автомат и диаграмма его нагрузки:

б – диаграмма сил сопротивления при прессовании Pc max Рис. 2.31. Стержневая машина: схемы и диаграммы Назначение и краткое описание работы механизмов станка Стержневая машина предназначена для изготовления стержней постоянного сечения в формовочном производстве литейных цехов. Смесь загружается в бункер 10 машины (рис. 2.31, а) и ленточным транспортером подается в приемную воронку 12. Плунжер 3 совершает возвратно-поступательное движение по направляющим 4. Во время рабочего хода плунжер через мундштуки насадки проталкивает порцию смеси, уплотняя ее и образуя стержни. Сформованные стержни на приемном столе 13 разрезают на куски определенной длины и далее транспортируются на сушку.

Плунжер 3 приводится в движение рычажным механизмом, состоящим из кривошипа 1 и шатуна 2, от электродвигателя 9 (рис. 2.31, б) через открытую зубчатую передачу Z1, Z2 и планетарный редуктор с колесами Z3 – Z5.

Для предотвращения зависания подаваемой смеси в воронке 12 над ней установлен разрыхлитель 14 с пальцами, который получает движение от кулачкового механизма с толкателем 6 и кулачком 5. Кулачку сообщается движение от вала кривошипа через цепную передачу 8 со звездочкой 7.

График изменения давления прессования смеси (рi, si) представлен на рис. 2.31, в, а график изменения ускорения толкателя (s", 5) – на рис. 2.31, г.

На рис. 2.31, д показана циклограмма работы механизмов стержневой машины.

Назначение и краткое описание работы механизмов станка Пальцевый транспортер (рис. 2.32) является частью технологической линии по изготовлению крупногабаритных деталей транспортных машин.

Он предназначен для транспортировки заготовок (отливок, поковок) к накопителю. Привод транспортера (рис. 2.32, а) осуществляется от электродвигателя 1 через муфту 2, зубчатую передачу 3, 4 и планетарный редуктор 5 – 6 – 7 – 8. В механизме пальцевого транспортера используется шестизвенный механизм (рис. 2.32, б), состоящий из кривошипа 9, шатунов 10, 12, коромысла II и ползуна-линейки 13. К последнему шарнирно прикреплены пальцы-толкатели. Ползун-линейка движется в прорезях лотка 14.

При движении ползуна-линейки влево пальцы толкатели выхватывают отливки и перемещают их по лотку. При обратном ходе пальцы-толкатели поворачиваются вокруг осей крепления и опускаются, в результате чего отливки остаются на месте, а затем в очередном цикле работы сталкиваются по наклонному лотку в накопитель. Крышка накопителя открывается с помощью отдельного устройства, команда на включение которого подается с помощью концевого переключателя 17 от толкателя 16 кулачкового механизма. Чтобы обеспечить необходимую равномерность движения, на валу электродвигателя устанавливается маховик 2.

График изменения сил сопротивления (PC, SE), где SE – перемещение звена 13 при транспортировке и на холостом ходу, показан на рис. 2.32, г. При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить реализацию заданного закона изменения ускорения толкателя (S", 15.) (рис. 2.32, в).

2.20. Шаговый транспортер автоматической линии [10, c. 247] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Шаговый транспортер (рис. 2.33, а, б) предназначен для прерывистого перемещения деталей с одной позиции на другую при последовательной обработке деталей 11 на нескольких станках 19, объединенных в автоматическую линию. Расстояние между рабочими позициями станков равно шагу Н транспортера. Перемещение ленты 10 транспортера осуществляется с помощью штанги 5 и подпружиненных захватов, которые при рабочем ходе штанги вправо тянут ленту 10 транспортера, а при холостом ходе штанги влево подгибаются и проскальзывают под лентой.

Привод транспортера состоит из электродвигателя, планетарного редуктора 14 и зубчатой передачи Z4 – Z5, рычажного механизма привода штанги 5, кулачкового механизма управления выключателем 9, корпуса 6.

Главный рычажно-кулисный механизм привода транспортера состоит из кривошипа 1, ползуна 2, кулисы 3, ползуна 4, штанги 5. При повороте кривошипа на угол р.х штанга через захваты 12 тянет ленту 10 транспортера и перемещает детали на ход Н с одной позиции на другую.

На холостом ходу лента транспортера стоит, в это время осуществляется загрузка деталей в позиции I, зажим деталей губками 17 от пневмоприводных механизмов 18 в позиции II, обработка деталей в позициях I, II, III, IV,…N. Сигнал начала загрузки и обработки подается выключателем 9, управляемым кулачковым механизмом 7, 8. Силы сопротивления на штанге показаны на рис. 2.33, в. Согласованность работы механизмов транспортера иллюстрируется циклограммой (рис. 2.33, г).

Загрузка деталей 11 в позиции I осуществляется роботом 20 с помощью конвейера 25. Робот включает в себя пневмоприводные механизмы:

ИМ1 – сжатие-разжатие схвата 22, ИМ2 – выдвижение руки 23, ИМ3 – поворота колонны 24 на 90. Управление работой ИМ осуществляется логической системой управления (СУ).

Рис. 2.33. Шаговый транспортер автоматической линии:

2.21. Кислородный двухцилиндровый компрессор [12, с. 36] Горизонтальный двухцилиндровый кислородный компрессор простого действия (рис. 2.34, а) предназначен для наполнения газообразным кислородом баллонов. Баллоны заряжаются кислородом до необходимого давления Pmax путем перепуска и последующего перекачивания газа из специальных ресиверов.

Основой компрессора является шестизвенный шарнирно-рычажный механизм. Он состоит из коленчатого вала 1, шатуна 2, углового рычага 3, шатуна-серьги 4, плунжера 5 с двумя поршнями и двух цилиндров 6 и 6'.

Коленчатый вал 1 приводится в движение асинхронным электродвигателем 10 через упругую муфту 9, планетарный редуктор 8 и зубчатую передачу Z5, Z6. Для обеспечения движения механизма с заданной неравномерностью на коленчатом валу компрессора помещен маховик 7. Смазку механизма осуществляет масляный насос, плунжер которого приводится в движение от кулачка 11, закрепленного на валу зубчатого колеса Z5.

Рис. 2.34. Кислородный двухцилиндровый компрессор: схемы и диаграммы Схемы кулачкового механизма 11, 12 и масляного насоса 13 представлены на рис. 2.34, а; закон изменения ускорения плунжера насоса (толкателя 11) – на рис. 2.34, б. Изменение давления при перемещении поршней в цилиндрах 6 и 6' компрессора характеризуется индикаторными диаграммами (рис. 2.34, в).

Данные для построения этих диаграмм приведены в табл. 2.2.

Примечание. Центры тяжести звеньев 2 и 5 принять посредине длин звеньев.

Значения давления в цилиндрах компрессора в долях от Pmax Движение Цил. влево 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,2 0,28 0,5 1, 2.22. Автомат для закалки болтов [10, c. 251] Назначение и краткое описание работы механизмов станка Автомат предназначен для поверхностной закалки болтов, нагреваемых токами высокой частоты. Болты 1 (рис. 2.35, а) закладываются в диск 2, периодически поворачивающийся на один шаг, равный углу между двумя позициями – смежными отверстиями под болты. Жидкость для закалки нагретых индуктором 3 поверхностных слоев болта подается разбрызгивающим устройством 4.

Автомат работает следующим образом. От электродвигателя (рис. 2.35, а – в), на валу которого закреплен маховик 8, движение передается валу 7, на котором укреплен кривошип 9, соединенный шатуном с коромыслом 11, свободно сидящим на валу 12. На этом же валу жестко закреплены диск 2, храповое колесо 13 и тормозной шкив. С помощью собачки на коромысле 11 движение передается на храповое колесо 13, и диск 2 поворачивается на один шаг. При обратном ходе коромысла вал 12 удерживается в неподвижном состоянии тормозом. Закрепленная на валу 7 шестерня 14 зацепляется с зубчатым колесом 15, жестко связанным с кривошипом 16, а последний посредством шатуна 17 соединен с шибером 18.

При вращении зубчатого колеса шибер совершает возвратно-поступательное движение в вертикальной плоскости, входит в полость загрузочного бункера 19 с болтами, подлежащими закалке, и поднимает на наклонные направляющие 20 болты, попавшие на верхнюю грань шибера. При каждом ходе шибера некоторое количество болтов попадает в щель между направляющими и, повисая на головках, скользит по наклонной плоскости. Зубчатый ролик 21 сбрасывает с направляющих болты, не попавшие в щель.

Ролик 22 способствует попаданию болтов в трубку 23. Оба ролика приводятся во вращение от вала 7 ременной передачей.

Болты, находящиеся в вертикальной трубке 23, удерживаются клещами 24 (рис. 2.35, а, б). После поворота диска 2 на один шаг и его полной остановки клещи раскрываются, пропуская один болт в отверстие диска, затем закрываются, удерживая оставшиеся болты от попадания на движущийся диск. Управление клещами осуществляется кулачковым механизмом (рис. 2.35, б). Кулачок 25, закрепленный на валу 7, воздействуя на коромысло 26 через шатуны 27, раскрывает клещи, которые закрываются под действием пружины 25.

Цикл работы автомата завершается за один оборот вала 7. Циклограмма работы механизмов автомата показана на рис. 2.35, г.

Рис. 2.35. Автомат для закалки болтов: схемы и диаграммы Назначение и краткое описание работы механизмов станка Литьевая машина предназначена для литья тонкостенных алюминиевых деталей под давлением. Вращение от электродвигателя 11 (рис. 2.36, б) передается через планетарный редуктор 12 и зубчатую цилиндрическую пару Za – Zb на вал кривошипа 1. Основной рычажный кривошипно-ползунный механизм нагнетания расплавленного металла (рис. 2.36, а) преобразует вращательное движение кривошипа посредством шатуна 2 в возвратнопоступательное движение ползуна 3, движущегося в направляющих 4. График изменения сил сопротивления нагнетания на ползуне 3 (пресс-поршне) показан на рис. 2.36, в. При движении ползуна 3 влево – рабочем ходе – сила сопротивления возрастает, а на холостом ходу она примерно равна нулю.

Кулачковый механизм с вращающимся кулачком 5 и коромыслом служит для поворота клапана 7 выпуска металла. Согласование работы рычажного и кулачкового механизмов показано на циклограмме (рис. 2.36, г).

Рис. 2.36. Литьевая машина: схемы и диаграммы Расплавленный металл, залитый в бункер 13, поступает в цилиндр 4.

Пневмоцилиндр ИМ1 подает подвижную платформу 4 влево, и клапан подходит к заливному отверстию неподвижной пресс-формы 8. С другой стороны пневмоцилиндр ИМ2 подает подвижную пресс-форму 9 вправо до смыкания с пресс-формой 8. Кулачковый механизм 5, 6 поворачивает клапан 7 и открывает отверстие для выпуска металла. В это время нагнетающий пресс-поршень 3 идет влево и под давлением вытесняет порцию расплавленного металла из цилиндра 4 через отверстие клапана в прессформу 8, 9. После заливки пресс-формы клапан 7 поворачивается, закрывая отверстие для выпуска металла, пресс-поршень 3 отходит назад, а подвижная платформа 4 пневмоцилиндром ИМ1 отводится назад вправо.

Пневмоцилиндр ИМ2 отводит влево подвижную пресс-форму 9 с застывающим металлом, а стержень 10, приводимый пневмоцилиндром ИМЗ, выталкивает готовое изделие из пресс-формы. Управление работой пневмоцилиндров ИМ1, ИМ2, ИМЗ производится логической системой управления с блоком управления (БУ) на пневматических элементах УСЭППА.

Назначение и краткое описание работы механизмов станка Формовочный автомат предназначен для изготовления литейных полуформ в формовочных отделениях литейных цехов. Вращение от электродвигателя 13 через муфту 14, зубчатый планетарный редуктор 15 и зубчатую передачу Zа – Zb передается на вал кривошипа 1 (рис. 2.37, а). Зубчатое колесо Zb на валу кривошипа одновременно выполняет функцию маховика. Основной кривошипно-ползунный механизм прессования (рис. 2.37, б) состоит из вращающегося кривошипа 1, шатуна 2 и ползуна 5, двигающихся по вертикальным направляющим 4. На ползуне 3 закреплена прессовая колодка 5, осуществляющая при движении ползуна вниз уплотнение и прессование формовочной смеси в опоке 6, которая прикреплена к наполнительной рамке 7, скрепленной жестко с направляющими 4. График изменения сил прессования Fn на ползуне показан на рис. 2.37, е. При движении вниз ползун 3 сначала свободно опускается до подхода прессовой колодки 5 к засыпанной смеси в опоке 6, а далее на участке длиной 0,4Н осуществляет прессование формовочной смеси при возрастании силы сопротивления от 0 до Fn max.

Засыпка формовочной смеси в дозатор 9 осуществляется челюстным затвором 10, приводимым кулачковым механизмом с качающимся коромыслом 12 и дисковым кулачком 11 на валу кривошипа. Согласование работы кулачкового механизма затвора и рычажного механизма прессования иллюстрируется циклограммой на рис. 2.37, г.

Подъем и опускание направляющих 4 с рамкой 7 и опокой 6 производит пневмоцилиндр ИМ1. В нижнем крайнем положении опока 6 накрывает модель 8, пневмоцилиндр ИМ2 двигает вправо коробчатый дозатор и засыпает формовочную смесь в опоку 6. Ползун 3 колодкой 5 осуществляет прессование формовочной смеси в опоке 6 и получение полуформы по модели 8.

После движения ползуна 3 вверх за ним поднимается пневмоцилиндрами ИМ1 рамка 7 с готовой полуформой в опоке 6. В верхнем положении пневмоцилиндр ИМЗ (рис. 2.37, а) сталкивает опоку с готовой литьевой полуформой и устанавливает пустую опоку на рамку 7 для формовки. Управление работой пневмоцилиндров ИМ1, ИМ2, ИМЗ осуществляется логической системой управления с блоком управления БУ на пневмоэлементах УСЭППА.

Рис. 2.37. Формовочный автомат: схемы и диаграммы Назначение и краткое описание работы механизмов станка Штамповочный автомат (рис. 2.38, а) предназначен для штамповки изделий из ленты.

Кривошип I рычажного механизма 1, 2, 3, 4, 5 приводится во вращение от электродвигателя II через планетарную передачу Z4, Z5, Z6, H, зубчатые колеса Z2, Z1. Лента 10 подается в зону штамповки c помощью кулачкового механизма 6, 7, 8 и постоянно вращающегося ролика 9. Когда ролик 8 толкателя 7 прижимает ленту к ролику 9, создается сила трения, достаточная для перемещения ленты.

График, изменения усилий сопротивления на ползунах В и Е показан на рис. 2.38, в. Законы движения толкателя 7 кулачкового механизма даны на рис. 2.38, г.

Рис. 2.38. Штамповочный автомат: схемы и диаграммы

3. ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ СВЕДЕНИЯ

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ

Базовые данные на проектирование технологических машин в объеме основных требований к первому этапу ЕСКД приводятся в первой части настоящего УМК. Однако объем этих данных подчинен программе курса и ограничен количеством отводимых для их изучения учебных часов.

С переходом на новый, творческий уровень обучения студент, кроме конспекта, должен активно изучать специальную учебную и методическую литературу, а при необходимости проводить исследования, в том числе и по линии научно-исследовательской работы студентов (НИРС).

В помощь студентам предлагаем некоторые дополнительные сведения по теории механизмов технологических машин.

3.1. Выбор и расчет понижающей передачи Понижающая передача должна обеспечить снижение частоты вращения выбранного электродвигателя до требуемой частоты вращения главного вала машины. Понятие главного вала машины введено в ч. I настоящего УМК – это действительный либо воображаемый вал, за один оборот которого машина совершает один технологический цикл, например, выпускает одно готовое изделие. Тогда Зная частоту вращения приводного двигателя nдв и частоту вращения главного вала машины nг.в, находим передаточное отношение между ними Uпер., которое является главным кинематическим параметром проектируемой передачи привода Из известных механических передач для преобразования вращательных движений [9] рассматриваем планетарные передачи, которые входят в типовую рабочую программу изучения дисциплины ТММ и М [1].

Известно три основных вида простейших плоских планетарных передач (рис. 3.1, а – в) [10].

Они включают два центральных колеса 1 и 2, соосных с водилом H, два колеса 3, 3' каждого из сателлитных блоков, образующих с водилом H вращательные кинематические пары и связывающих кинематически оба центральных колеса (таких блоков может быть несколько).

Рис. 3.1. Основные схемы плоских планетарных механизмов Эти передачи различают по виду зацепления центральных колес 1 и 2 с колесами сателлитных блоков 3 – 3': с внешним (рис. 3.1, а), внутренним (рис. 3.1, б) и смешанным (рис. 3.1, в) зацеплением. На (рис. 3.2) показан частный случай варианта (рис. 3.1, в), когда колеса 3 – 3' одинаковы и выполнены в виде одного колеса. Этот вариант от других отличается минимальными габаритами в направлении оси вращения, однако при этом максимальное передаточное отношение не превышает U пл = 9,0.

У других передач нет ограничения Z 3 = Z 3 (Z – число зубьев колес).

Поэтому они позволяют получать U пл > 9,0 ( U пл 12 для варианта на рис. 3.2, в, U пл = до 1000 для вариантов на рис. 3.2 а, б. Необходимо отметить, что с ростом передаточного отношения планетарной передачи снижается ее КПД и увеличиваются габариты, вследствие чего в ряде случаев более выгодно применить многоступенчатые передачи (2 ступени на рис. 3.2) либо планетарную передачу, комбинированную с обычной одноступенчатой. Максимальное передаточное отношение одноступенчатой передачи может достигать четырех [16].

Учитывая, что общее передаточное отношение передачи U пер равно произведению передаточных отношений составляющих механизмов и имея в виду допускаемые их значения [6], всегда можно подобрать такие механизмы, у которых величины, рассчитываемые по формулам (1) и (2) в точности либо с допустимой погрешностью совпадают.

3.1.1. Синтез планетарных передач Цель синтеза планетарной передачи – определение чисел зубьев колес. Исходным параметром синтеза планетарной передачи является ее передаточное отношение U пл.

Целесообразно применять планетарные передачи с возможно большим числом сателлитов К, так как увеличение числа сателлитов уменьшает нагрузку на каждый работающий зуб.

Одним из популярных методов синтеза планетарных передач является метод сомножителей [10], [17]. Он обеспечивает сходимость процесса синтеза и позволяет выбирать оптимальные решения.

При известной кинематической схеме и передаточном отношении планетарного механизма число зубьев колес выбирают с учетом следующих трех дополнительных условий [18]:

– соосности входного и выходного валов;

– сборки с симметрией зон зацепления;

– соседства сателлитов.

Условие соосности заключается в том, что межосевые расстояния первой и второй зубчатых ступеней планетарного редуктора должны быть равны.

Условие сборки состоит в том, что все угловые расстояния между осями сателлитов должны быть одинаковы и равны 360. Это условие можно свести к виду где р – целое число полных оборотов водила для обеспечения сборки;

В – любое целое число.

Выполнение равенства (3) означает следующее: если один из сателлитных блоков свободно вводится в зацепление в некоторой исходной позиции, фиксированной относительно неподвижного колеса, то каждый из остальных сателлитов может также входить в зацепление в этой позиции после поворота водила на угол При этом предполагается, что все блочные сателлиты одинаковы по относительному расположению зубьев образующих их колес.

Если число Z1 * U 1 Н целое, сборка не требует дополнительных полК ных оборотов водила ( р = 0 ) и условие сборки будет следующим:

В этом случае для последовательной установки сателлитов достаточно поворачивать водило на угол Условие соседства учитывает возможность свободного размещения сателлитов в зазоре между центральными колесами без соприкосновения друг с другом.

Это условие выполняется, если расстояние между осями соседних сателлитов больше диаметра окружности вершин большого колеса сателлитного блока:

Для механизмов, представленных на рис. 22, это условие приводит к неравенству где Z сат. max – число зубьев большого колеса сателлита.

Знак «плюс» в знаменателе ставится, если зацепление колес 1 и внешнее, «минус» – если зацепление внутреннее.

При проектировании редукторов с нулевыми колесами необходимо учитывать ограничения, накладываемые на выбор числа зубьев, явлениями подреза и заклинивания.

В парах с внешним зацеплением выбирают числа зубьев колес Z 17, в парах с внутренним зацеплением число зубьев колеса с внешним зубом Z 20, колеса с внутренним зубом – Z 85. Разность чисел зубьев колес, образующих внутреннее зацепление, должно быть не менее 8.

В случае, когда подбор числа зубьев для точного воспроизведения заданного передаточного отношения в выбранной схеме планетарного механизма затруднен, допускается приближенное решение с погрешностью до 2 %.

3.1.1.1. Подбор чисел зубьев колес планетарного редуктора с двумя внешними зацеплениями сателлитного блока (рис. 3.1, а).

1) Из формулы передаточного отношения находим 2) Полученное число раскладываем на множители, пропорциональные соответствующим числам зубьев и вводим дополнительные множители для обеспечения соосности:

При выборе общего множителя q все числа Z должны быть целыми числами не меньше 17.

3) По условию соседства находим предельно допустимое число сателлитов:

где 4) Проверяем условие сборки.

Если условие не выполняется, следует выбрать меньшее значение К или другие значения Z и повторить расчет.

5) В заключение рассчитываем отклонение полученного передаточного отношения U Н 1 от заданной величины:

3.1.1.2. Подбор чисел зубьев колес планетарного редуктора с двумя внутренними зацеплениями сателлитного блока (рис. 3.1, б).

1) Из формулы передаточного отношения получаем 2) Полученное число Z 2 Z 3 раскладываем на множители с учетом условия соосности:

При подборе общего множителя q должны соблюдаться условия Далее выполняем вычисления по условиям п.п. 3, 4, 5 разд. 3.1.1.1.

3.1.1.3. Подбор чисел зубьев колес планетарного редуктора со смешанным (одно внешнее, другое внутреннее) зацеплением сателлитного блока (рис. 3.1, в).

1) Из формулы передаточного отношения находим 2) Полученное число раскладываем на множители, пропорциональные соответствующим числам зубьев, и вводим дополнительные множители для обеспечения соосности:

Общий множитель q подбираем так, чтобы все числа зубьев были 3) По условию соседства находим допустимое число сателлитных блоков:

4) Проверяем условие сборки по формуле (3). Если условие не выполняется, следует выбрать меньшее значение К или другие значения Z и повторить расчет.

5) Рассчитываем отклонение полученного передаточного отношения U1 н от заданной величины.

3.1.1.4. Подбор чисел зубьев колес однорядного планетарного редуктора (рис. 3.2).

1) Из формулы передаточного отношения задавшись Z1 17, найдем и из условия соосности При этом должны выполняться условия Z 3 Z 3 20, Z 2 85.

2) Выбираем число сателлитов из условия соседства 3) Проверяем условие сборки:

3.1.1.5. Пример проектирования планетарного редуктора.

Задача: подобрать числа зубьев колес и число сателлитов планетарного редуктора с двумя внешними зацеплениями при U н 1 = 35.

2) Раскладываем полученное число на сомножители (три варианта):

В соответствии с формулой (3) получаем три варианта чисел зубьев:

Редуктор, сделанный по первому варианту, имеет наименьшие габариты.

3) Из условия соседства находим предельно допустимое число сателлитов:

4) Проверяем условия сборки:

Число В будет целым при К= 6.

Это означает, что угол поворота водила при сборке:

Несущий механизм в технологической машине располагается между главным валом и инструментом и обеспечивает последнему движение с расчетным значением коэффициента производительности ( * ).

Из [8] следует, что указанное значение связано с режимами обработки конкретных изделий и может быть определено по формуле где Н – ход инструмента, м;

Vср – средняя скорость хода инструмента при обработке, м / мин;

Пр – производительность (циклов / мин) – количество технологических циклов в единицу времени.

В зависимости от полученного значения *, его реализации можно достичь за счет применения того или иного несущего механизма. Поскольку несущий механизм связан с инструментом, скорости движения его звеньев невелики, а технологические силы значительны, преимущественное распространение имеют рычажные механизмы, прежде всего простейшие (четырехзвенники).

Среди простейших рычажных механизмов шарнирные четырехзвенные имеют наибольшую долговечность, а величина * у них при допускаемых углах давления ( доп = 45 ) достигает = 0,55 [19]. Эти мехаmax низмы обеспечивают вращательное движение рабочим звеньям.

Кривошипно-ползунный механизм простейшим образом преобразует вращательное движение входного вала в поступательное движение инструмента и обладает высокой степенью надежности. Однако при допустимых углах давления ( доп 30 ) он может обеспечить коэффициент * 0,52 [8].

Теоретически любое значение коэффициента * (вплоть до * = 1,0 ) может обеспечить кулисный механизм [2]. В нем угол давления = const = 0, за счет чего он имеет высокую долговечность. Однако, как и шарнирный четырехзвенник, он не может обеспечивать поступательное движение рабочему звену; эта задача может быть решена путем усложнения передаточного механизма.

Схемы синусного и тангенсного механизмов при прочих своих недостатках (по две поступательных кинематических пары с развитыми зонами износа) либо имеют * = 0,5 (синусный механизм), либо не проворачиваются (тангенсный механизм). Эти механизмы успешно используются как присоединительные в шестизвенных комбинированных схемах.

В заключение отметим, что переход к задачам синтеза несущего механизма осуществляется на основе соотношения утверждающего то обстоятельство, что время и углы поворота главного вала машины пропорциональны.

При известном значении * угол рабочего хода главного вала определяется как р. х. = 360, а угол перекрытия Угол и является главным параметром синтеза несущего механизма.

3.2.1. Синтез кривошипно-коромыслового шарнирного четырехзвенника В кривошипно-коромысловом шарнирном четырехзвеннике осуществляется преобразование вращательного движения кривошипа ОА в качательное движение коромысла BD (рис. 3.3).

На рисунке показаны два крайних положения механизма, наступающих, когда кривошип ОА и шатун АВ размещаются на одной прямой.

Угол размаха коромысла при этом достигает 2. На этом же рисунке показаны: угол перекрытия, углы рабочего р.х-. и холостого Рис. 3.3. Кривошипно-коромысловый четырехзвенник в крайних положениях Определим размеры механизма по известным значениям и. Для этого применим известную теорему о том, что угол, вписанный в круг, измеряется половиной дуги, на которую он опирается.

Проведя круг радиуса R из центра О* (рис. 3.4) и отмерив дугу, равную 2 (при помощи центрального угла В1О*B2, равного 2), выбираем произвольно на круге центр О и строим вписанный угол B1OB2, величина которого в силу указанной теоремы составляет величину, равную.

Намечаем хорду В1В2 и на ней как на основании строим равнобедренный треугольник В1CВ2 с углом при вершине C, равным 2. Прямая О*C является биссектрисой угла В1CВ2, вследствие чего Построение, выполненное в круге на рис. 3.4, имеет все признаки искомого шарнирного четырехзвенника ОАВC в двух крайних его положениях.

В масштабе построений на рис. 3. где R – радиус круга, м, R – отрезок, изображающий радиус на чертеже.

Рис. 3.4. Два крайних положения шарнирного четырехзвенника После замеров могут быть вычислены:

а) длина стойки:

б) длина коромысла:

в) длины кривошипа lOA и шатуна l AB вычисляются из соотношений В заключение замеряют установочный угол наклона стойки к биссектрисе угла размаха коромысла O*C и интервал угла давления, пределы которого в шарнирном четырехзвеннике наступают, когда кривошип ОА совмещен со стойкой OC (рис. 3.5).

где Рис. 3.5. Шарнирный четырехзвенник в положениях Опыт проектирования показывает, что не всякий выбор на круге центра О обеспечивает получение шарнирного четырехзвенника с допустимым интервалом угла давления ( доп ±45 ) [20]. Студентами ПГУ были определены области существования шарнирного четырехзвенника с учетом указанных ограничений [19]. Задача решалась при помощи ПЭВМ.

Обозначив полярный угол выбора центра О на окружности через (рис. 3.4), положив R = 1,0 и определив из равнобедренных треугольников ОО*B1 и OO*B2 относительные величины Из соотношений (9) найдем По теореме косинусов из ОВ1С получим из ОО*С:

В заключение по формулам (10) – (12) уточняем интервал угла давления в механизме.

Расчеты, проведенные по формулам (11) – (17), позволили установить, что угол перекрытия у шарнирного четырехзвенника в интервале угла давления 45 45 не может превышать 24.

Таблицы механизмов (прил. 2) позволяют по известной величине подобрать близкий кривошипно-коромысловый четырехзвенник с оптимальным интервалом угла давления, определить угол размаха коромысла 2 и приближенно найти значения полярного угла выбора центра О.

Значение определяется по формуле где – шаг точек при исследовании интервала по формулам (10 – 12) на вероятностных интервалах углов ( – );

k – порядковый номер исследуемой точки на дуге В0ОЕ.

В формулы (14) – (18) следует подставить требуемые значения, выбранную из таблицы величину и рассчитанное значение.

Если в указанные формулы подставлять точное значение, для которого рассчитывалась таблица, то при выборе и указанным образом размеры механизма с помощью соотношений (14) – (18) обеспечили бы точное повторение интервала, по которому производился набор исходных параметров синтеза. Фактически указанный интервал будет также иметь приближение к табличному.

3.2.2. Двухкривошипный шарнирный четырехзвенник Шарнирные четырехзвенники могут быть двухкривошипными, если их стойка – наименьшая из звеньев (рис. 3.6). В двухкривошипных схемах массы накапливают значительно большую кинетическую энергию и движутся более равномерно, вследствие чего обеспечивают большую динамическую устойчивость работы машин, чем кривошипно-коромысловые механизмы.

Если АВ – ведомое звено механизма, то по аналогии с однокривошипным исполнением крайние его положения наступают тогда, когда звенья ОА и АВ совмещены либо являются продолжением друг друга. Между этими положениями входной кривошип ОС в пределах 360 0 ометает углы рабочего ( Р. Х ) и холостого ( Х. Х ) ходов.

будет удовлетворяться.

Уточненное значение U 1)H составляет:

и отличается от принятого первоначально на величину что допускается.

Условие сборки удовлетворяется при любом П, в т. ч. и при П = 0, что соответствует минимальным затратам времени на сборку редуктора [7, с. 428].

Окончательно принимаем для планетарной части зубчатого механизма Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение передаточного отношения:

найдем при Z4 = 18 получим Z5 = 34,87, а при Z4 = 16 найдем Z5 = 31,04 и т. д.

Последний вариант обеспечивает лучшее приближение к требуемому передаточному отношению, хотя и нуждается в незначительном корригировании (исправлении) зубьев.

Окончательно принимаем Z4 = 16, Z5 = 31.

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора найдем по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном валу (на валу водила) Н. Момент на этом валу где номинальная скорость вращения вала двигателя:

Модуль [1, с. 205] Ближайший больший модуль первого ряда т = 2 мм [5, с. 110].

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

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

Определяем делительные диаметры колес:

Диаметр водила Н с учетом монтажа в нем сателлитов:

Принимаем dH = 150 мм.

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

Найдем величину этого коэффициента.

По определению [9], коэффициент производительности машины представляет собой отношение время обработки изделия tоб составляет в общем времени T технического цикла.

Величину tоб находим по формуле где ход резца, связанный с выходным ползуном несущего механизма, рассчитывается следующим образом:

Перебег резца lпер = 0,08 S [1, с. 237] необходим для гарантированной обработки детали по всей ее длине и предотвращения поломки резца при поперечной подаче стола, осуществляемой за время перебега в конце холостого и начале рабочего ходов. Тогда Такое значение * получаем за счет надлежащего выбора несущего рычажного механизма.

Из простейших четырехзвенных рычажных механизмов возвратнопоступательное движение рабочему органу могут обеспечить механизмы:

а) кривошипно-ползунный;

в) тангенсный.

Однако у тангенсного механизма ведущее звено не может быть кривошипом (что необходимо для соединения с выходным валом редуктора), синусный механизм имеет коэффициент * = 0,5 независимо от размеров его звеньев. Кривошипно-ползунный механизм при допускаемых углах давления может иметь лишь * 0,52.

Далее условия примера попытаемся выполнить, усложнив схему несущего рычажного механизма, сделав ее двухступенчатой, шестизвенной (рис. 2.2):

Рис. 2.2. Схема несущего рычажного шестизвенника На первой ступени применим шарнирный четырехзвенник ОАВС, обладающий локальными зонами износа, значительным КПД, увеличенным допустимым углом давления (до доп = 45 [2]), увеличенным углом (до 20°), на второй – тангенсный механизм CDE, позволяющий преобразовать качательные движения коромысла ВС шарнирного четырехзвенника в поступательное движение ползуна Е при углах давления (рис 2.3) ползуна D на ползун E при поступательном движении звена Е – 30 30.

Рис. 2.3. Несущий шестизвенный механизм в двух его крайних положениях Определим размеры звеньев этой схемы.

Рассмотрим методику синтеза шарнирного четырехзвенника OABC.

Определим размеры по входному углу перекрытия. Изобразив четырехзвенник OABC (рис. 2.4) в двух Рис. 2.4. Два крайних положения шарнирного четырехзвенника в круге единичного радиуса Пусть мы имеем величину угла перекрытия. Построив круг единичного радиуса R = 1,0 с центром в некоторой произвольной точке О*, строим центральный угол В1О*В2= 2, а на хорде этого угла как на основании – равнобедренный треугольник В1В2С с некоторым углом при вершине В1СВ2= 2 (рис. 2.4). Фигуры ОА1В1С и ОА2В2С можем представить как два крайних положения шарнирного четырехзвенника ОАВС с размерами, соответствующими заданным углам 2 и.

Диаметр Y – Y, проведенный через точки С и О*, является перпендикуляром к хорде В1В2 и может служить осью симметрии к выполняемому построению. Справа либо слева от оси Y – Y на окружности выбираем точку О. Полярный угол радиус-вектора точки О (отрезка О*О) с осью симметрии Y – Y обозначим. Вписанный угол В1ОВ2 будет равным, а размеры l OA, l AB искомого шарнирного четырехзвенника будут определяться размерами l OB1 и l OB 2 :

Из равнобедренного треугольника О*ОВ1 находим:

а из равнобедренного треугольника О*ОВ2:

Подставляя (2.3) и (2.4) в соотношения (2.2), после преобразований получим относительные размеры при R = 1:

Обозначим относительный размер l OC = p. Из косоугольного треугольника СО*О по теореме косинусов найдем относительную длину стойки:

из косоугольного треугольника В1СО* по этой же теореме – относительный размер коромысла:

По теореме синусов из того же треугольника В1СО* при R = 1 находим:

Положение стойки ОС относительно оси Y – Y определим углом, который из треугольника СОО* может быть установлен следующим образом:

Таким образом, имея, задав и, можем по формулам (2.5) – (2.9) вычислить размеры шарнирного четырехзвенника, в том числе положение стойки относительно биссектрисы Y – Y угла размаха коромысла ВС.

Однако не все комбинации выбираемых и могут обеспечить решения с приемлемым интервалом угла давления [ ] :

где

AB BC OA OC

Путем исследования интервала угла (рис 2.5) по формулам (2.10) получены таблицы его значений в зависимости от и при различных углах (прил. 2). Таблицы позволяют выбрать и при условии, что интервал углов давления в шарнирном четырехзвеннике окажется оптимальным.

Рис. 2.5. Шарнирный четырехзвенник в положениях После этого размеры звеньев можно определить при помощи формул (2.5) – (2.10).

указанным таблицам для ближайшего = 19 находим шарнирный четырехзвенник с пределами угла давления 7,1 45,8, с углом размаха коромысла 2 = 36 и с координатой центра вращения кривошипа на дуге единичного радиуса:

где – принятый шаг изменения при составлении табл. П.2.8 для значений = 20 и = 18, n = 9 – порядковый номер интервала.

Произведенный выбор обеспечивает приемлемый интервал углов давления в присоединенном тангенсном механизме, поскольку у него значения углов и всегда одинаковы. В направляющем шарнирном четырехзвеннике также будет 7,1 < < 45,8, поскольку принятое = больше, чем его требуемое значение = 18,82.

Относительные размеры шарнирного четырехзвенника ОА находим, подставляя в формулы значения = 18,82, = 18 и = 43. В результате получаем:

а интервал Интервал, полученный для, считаем приемлемым, т. к. правая его граница превышает допустимую весьма незначительно.

В присоединенном тангенсном механизме CBDE для получения одинаковых углов давления в крайних положениях ползуна Е его направляющую располагаем перпендикулярно биссектрисе Y – Y угла размаха коромысла. Рассматривая равнобедренный треугольник CD1D2 с основанием l D1D 2 = S = 0, 2143 м и задаваясь l СD1 = l CD 2 > l BC (например, l CD = 1,3l BC ), находим абсолютную высоту закрепления направляющей ползуна Е:

и абсолютный размер части CD кулисы CL:

Чтобы ползун D не снимался с кулисы CL в крайних положениях механизма, принимаем l > l CD и берем, например, lCL = 0, 450 м. Наконец, чтобы палец В коромысла ВС не достигал направляющей ползуна Е, а находился на некотором удалении от нее, принимаем l BC < H (например, Получив абсолютный размер l BC и зная его относительный размер l BC, вычисляем коэффициент k перевода известных относительных размеров шарнирного четырехзвенника ОАВС в размеры абсолютные. Имеем:

Полученные абсолютные размеры звеньев и значение угла используем при построении несущего механизма. Характерными считаем положения экстремумов углов давления, в шарнирном четырехзвеннике ОАВС 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 приходится строить 8 – 12 характерных положений (рис. 5.1).

План положений используем:

а) для проверки результатов синтеза;

б) для определения объема, занимаемого механизмом в машине при работе;

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

г) при определении скоростей и ускорений звеньев и их точек и т. п.

Откладывая 0,001 м длины звена в одном мм чертежа (масштаб µ l = 0, 001 м / мм), размеры на чертеже (рис. 5.1) изображаем в отрезках: ОА = 82 мм, АВ = 194 мм, ВС = 280 мм, ОС = 278 мм, H = 330 мм, CL = 450 мм.

Построения проводим методом засечек, начиная от звена, положение которого известно. Обычно таким звеном является входной кривошип ОА либо рабочий орган – ползун Е. Положения, представленные на чертеже, 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 и 8 – экстремальным углам давления в шарнирном четырехзвеннике, – 9 – началу перебега резца в конце холостого хода.

Положения 1, 2, 5 и 9 поясняются дополнительно при описании синтеза кулачкового механизма.

2.3. Синтез механизма поперечной подачи стола Во время перебегов резца в конце холостого и начале рабочего ходов происходит перемещение стола с обрабатываемой деталью при помощи ходового винта. Поворот винта производится посредством передаточного механизма (рис. 1.1), состоящего из храпового колеса 10, рычага 11 с собачкой 20, тяги 12 и качающегося толкателя 13. Поворот толкателя осуществляется дисковым кулачком 14, закрепленным на кривошипном валу 0 [12, с. 237].

Рассмотренный сложный передаточный механизм (рис. 2.6) представим как совокупность четырех простых механизмов:

– кулачкового, включающего кулачок 14 и коромысло О1О2;

– винтового, состоящего из ходового винта 15, расположенного вдоль оси О3, и маточной гайки, закрепляемой на столе;

– храпового, включающего храповое колесо 10, жестко связанное с ходовым винтом, рычаг 11, собачку 20, шарнирно закрепляемую на рычаге 11 с возможностью поворота на угол 1 = 40 относительно оси О3 ходового винта;

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

Найдем размеры этих механизмов.

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

Вычертив 1-е и 9-е положения несущего механизма методом засечек от ползуна D, замеряем с помощью транспортира угол давления y = 85 и строим положения 2 и 5 несущего механизма, соответствующие окончаниям фаз дальнего стояния (принимаем д.с = 20 ) и возвращения (принимаем Из таблиц, помещенных в описании прототипа [12, с. 239], следует, что длина коромысла может быть принята в интервале l O1O 2 = 0,12 – 0,15 м, а угол качания max = 20 – 25.

Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах удаления и возвращения. Кулачковый механизм связан с массивным столом станка 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.

Поэтому с целью более успешного противостояния этим ударам на фазе удаления выбираем безударный закон, например, с изменением ускорения Осуществляется за счет более плавных участков переходных профилей кулачка.

по синусоиде, треугольнику, либо трапецеидальный [1, табл. 2.10].

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

Для предложенной конструкции станка применяем «гладкие» законы – синусоидальный на фазе удаления и с равномерно убывающим ускорением на фазе возвращения (рис. 2.7). При прочих равных условиях ( max, y, в ) эти законы обеспечивают приемлемую величину максимума ускорения (например, при изменении ускорения по треугольнику значение этого максимума значительно больше [1, табл. 2.10]).

Рис. 2.7. Закон движения коромыслового толкателя кулачкового механизма Из табл. 2.10 [1] выписываем формулы для определения функции положения толкателя кулачкового механизма и передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядков. Для удобства пользования этими формулами преобразуем их к следующему виду:

а) на фазе удаления:

где:

б) на фазе возвращения:

где:

или – относительное значение текущего угла, отсчитываемое от начала фазы удаления либо возвращения. Поскольку в нашем случае каждый из углов y и в разбиты на 6 равных частей, то относительные их значения составляют:

Т. о., указанные функции в пределах каждой из фаз будут определены в восьми равноотстоящих точках.

Результаты расчетов внесены в табл. 2.3.

Изменение закона движения кулачкового механизма поперечной подачи станка Задачу определения основных размеров кулачкового механизма (минимального радиуса профиля кулачка R0, межосевого расстояния l OO 2 (рис. 2.7) и угла коромысла О1О2 со стойкой ОО2 при нижнем выстое коромысла 0 ) решаем графически по следующему алгоритму.

1. На чертеже (рис. 5.1) выбираем произвольно центр О2 и в этом центре размещаем вершину угла, который строим при помощи транспортира относительно произвольно направленной биссектрисы этого угла.

2. Проводим стягивающую этот угол дугу радиусом, равным длине коромысла l O1O 2 в выбранном масштабе (например, µl = 0, 001 м / мм ).

3. Построенный угол делим лучами на 6 частей в соответствии со значениями 2 в табл. 2.5 для фазы удаления (коромысло О1О2 движется в одном направлении) и на 6 частей для фазы возвращения (коромысло О1О движется противоположно). На построенных лучах от их пересечения с дуdS d µ dS = 0, 001 м / мм. Отрезки направляем по вектору скорости V O1 конца короd мысла, поворачивая его на 90° по угловой скорости кулачка ( K ).

При силовом замыкании (например, пружиной) высшей кинематической пары «кулачок-толкатель» отрезки откладываем лишь для фазы удаления.

Соединяем концы отрезков и строим кривую S.

4. Проводим хорду к дуге l O1O 2, описанной центром ролика коромысла. К проведенной хорде под допускаемым углом давления [ ] = при вращательном движении толкателя [3] проводим касательные к кривой S dS на фазе удаления и на фазе возвращения. При силовом замыd кании высшей кинематической пары «ролик-кулачок» эта кривая совпадает с дугой радиуса l O1O 2. Внутри угла, образуемого касательными в наиболее удаленной области их пересечения (прил. 3), выбираем центр О вращения кулачка.

5. Определяем минимальный радиус теоретического профиля кулачка:

межосевое расстояние транспортиром замеряем минимальный угол коромысла О1О2 со стойкой ОО2 ( 0 = 24 ).

6. Строим кулачок по методу обращения движения.

7. Выбираем радиус ролика как минимальную величину, получаемую из соотношений:

где min = 0, 026 м – минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка.

8. Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому профилю, отстоящую на rр = 18 мм от полученного в п. 7 теоретического профиля кулачка.

Полученную схему кулачкового механизма совмещаем со схемой несущего механизма (рис. 5.1):

1. Из центра О вращения кривошипа АО проводим дугу радиусом, равным в масштабе межосевому расстоянию L в кулачковом механизме.

На этой дуге в удобном месте выбираем положение центра О2 вращения коромысла.

2. Соединяем центры О и О2. От полученного отрезка ОО2 откладываем минимальный угол 0 = 24 коромысла О2О1 со стойкой ОО2. На полученной второй стороне угла от его вершины О2 откладываем отрезок О2О1, изображающий в масштабе длину коромысла кулачкового механизма µ l.

3. Из точки О1 отрезка О2О1 проводим в масштабе окружность, изображающую ролик; касательно к этой окружности из центра О вращения кулачка и кривошипа ОА проводим окружность радиусом Rmin = = R0 rP = 48 18 = 30 мм, которая изображает основную шайбу практического профиля кулачка.

Изображенный на чертеже несущего механизма кулачковый механизм находится в начале фазы удаления и соответствует 9-му положению кривошипа ОА. Транспортиром замеряем угол установки кулачка относительно кривошипа ОА, получаем = A9OO1 = 202, где OO1 – радиус-вектор профиля кулачка, соответствующий началу фазы удаления в кулачковом механизме.

2.3.2. Проектирование винтового и храпового механизмов При повороте коромысла О1О2 (рис. 2.6) на угол = 25 храповик находится в зацеплении с собачкой 11, сидящей на коромысле О3М, и поворачивается ею на угол, соответствующий перемещению маточной гайки в направлении оси О3 винта на величину h = 0,85 мм.

Выбрав в качестве ходового винт с диаметром 24 мм с трапецеидальной резьбой, получаем:

где Чтобы обеспечить надежный перехват собачкой зубцов храповика, угол поворота 1 коромысла МО3 принимаем несколько бльшим: 1 = 40.

Найдем размеры храпового колеса. В соответствии с [7, с. 191], число зубцов храповика K1 – минимальное целое число, при котором Z х также получается целым.

где Преобразуем формулу (2.11) к виду:

а после умножения обеих частей на Z х будем иметь:

На основании (2.12) приходим к выводу, что и что Z х – минимальное целое число, на которое необходимо умножать отношение, чтобы результат получился целым. Таким числом в нашем случае является Z х = 200.

Задавшись модулем храпового колеса mх = 0,5 мм, получаем делительный диаметр:

2.3.3. Синтез шарнирного двухкоромыслового четырехзвенника привода собачки Двухкоромысловый четырехзвенник проектируем графическим способом по известным входному ( = 25 ) и выходному ( 1 = 40 ) углам, а также положению центра вращения одного его коромысла О2К.

Алгоритм действий следующий.

1. На плане положений несущего механизма (рис. 5.1) в свободном, не пересекаемом звеньями месте выбираем положение центра О оси ходового винта.

2. Из условия удобного размещения оси собачки храпового механизма задаемся длиной коромысла О3М: l O 3M = 60 мм. Изображаем коромысло О3М в двух крайних его положениях так, чтобы угол М1О3М9 составил 1 = 40.

3. Задаемся длиной шатуна МК. Для двухкоромыслового шарнирного четырехзвенника можно принять ее равной длине стойки О2О3. Принимаем l MK = l O 2 O 3 = O2O3 µ l = 170 0, 001 = 0,17 м. Радиусом МК из центров М и М9 проводим две дуги в окрестностях центра О2.

4. Из плотной бумаги изготавливаем шаблон в виде сектора семейства концентрических окружностей (рис. 2.8). Центральный угол этого сектора равен углу размаха коK ромысла О1О2 кулачкового механизма = 25. Помещая вершину этого сектора в центре О2, подбираем дугу, концы которой разместятся на дугах, проведенных из центров М1 и М9 (п. 3). Радиус полученной Рис. 2.8. Шаблон для синтеза шарнирного четырехзвенника привода собачки 5. Скрепляем коромысло О2К в положении О2К9 с коромыслом кулачкового механизма О2О1. Транспортиром замеряем угол излома рычага О1О2К, получаем = 26.

(расчет его ориентировочной массы и энергии при запуске) Динамический синтез станка позволит обеспечить динамическую устойчивость выполнения заданной технологии, повысить КПД путем снижения теплового излучения обмоток приводного электродвигателя вследствие неравномерного вращения ротора внутри цикла.

Задачу решают путем подбора и перераспределения масс звеньев, при необходимости вводят дополнительную маховую массу с постоянным моментом инерции в виде маховика [8]. Произведем расчет инертных свойств звеньев используемых механизмов.

2.4.1. Расчет 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 следующие данные: по длине рычагов массы распределены равномерно; интенсивность их распределения q = 30 кг / м [1, с. 240]; зубчатые колеса – сплошные диски с шириной bk, зависящей от межосевого расстояния aw, как a = 0,2 0,5 [5, с. 180] представляет собой коэффициент ширины зуба.

где Центры масс рычагов располагаем в их серединах; массы определяем по формуле:

моменты инерции относительно центров масс определяют по [10, с. 335]:

а относительно оси вращения для вращающихся звеньев – по формуле:

Массы зубчатых колес определяем через делительные диаметры и межосевые расстояния a w по формуле:

которая при плотности материала = 7,8 103 кг / м3 (сталь, чугун) и принятом коэффициенте ширины зуба [5] a = 0, 25 для облегчения вычислений предварительно должна быть приведена к виду:

где Моменты инерции зубчатых колес относительно оси вращения определяем через их массу и делительный диаметр [10, с. 336] по формуле для однородных дисков:

Результаты расчетов вносим в табл. 2.6.

Оценку динамических характеристик прочих деталей станка производим следующим образом.

1. Массу резцедержателя вместе с перемещающим его ползуном оцениваем приблизительно 2. Массу стола и закрепленной на нем детали ориентировочно оцениваем:

3. Массу водила H планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:

где ширину водила вН принимаем равной толщине смонтированного в нем сателлита Z 2, т. е.

а момент инерции по формуле для сплошного диска:

4. Массу храпового колеса определим по формуле:

где диаметр храпового колеса а ширину принимаем равной Поскольку этот расчет является ориентировочным, студент может принять свою мотивированную оценку массы деталей.

Ротор эл. двиг.

См. рис. 1.1.

С учетом этого а момент инерции 5. Массу кулачка mк и момент инерции J к оцениваем по его среднему радиусу:

и ширине bk, которую задаем:

а момент инерции 6. Момент инерции ротора электродвигателя определяем по его маховому моменту:

Получаем:

масса двигателя mдв = 17, 4 кг (табл. 2.1).

7. Динамические характеристики остальных движущихся звеньев – ходовой винт, валы, ролик кулачкового механизма и т. п. – из-за малых масс или скоростей точек не учитываем.

Полученные в п.п. 1 – 6 данные вносим в табл. 2.4 и используем для вычисления обобщенных динамических характеристик механизмов пресса.

2.4.2. Расчет приведенных моментов инертности масс станка Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведенной массой либо приведенным моментом инерции подвижных звеньев в зависимости от того, линейным или угловым является перемещение звена приведения.

Приведенный к звену момент инерции масс связанных с ним звеньев вычисляем как сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты передаточных функций от этих звеньев к звену приведения.

Приведенный к звену механизма момент инерции масс других его звеньев может быть переприведен, например, к главному валу машины, для чего его величину следует умножить на квадрат передаточной функции от звена приведения механизма к указанному валу [11].

Приведенный к главному валу машины момент инерции ее маховых масс может быть вычислен как сумма произведений приведенных моментов инерции механизмов и одиночных звеньев на квадраты передаточных функций от них к главному валу машины.

Таким образом, приведенный к валу кривошипа ОА (рис. 1.1) и принимаемый за главный момент инерции масс звеньев станка J пр можем представить как сумму приведенных моментов инерции трех его механизмов – зубчатого, механизма поперечной подачи стола, несущего механизма – и двух деталей – ротора приводного электродвигателя и махового колеса.

Вычислим приведенные моменты инерции указанных механизмов и деталей.

1. Для ротора приводного электродвигателя имеем:

2. Для зубчатой передачи имеем:

где J пл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного механизма, а величину J пл вычисляем, пользуясь рис. 2.9:

Здесь k – число сателлитов.

Передаточную функцию от сателлита к водилу можно вычислить из соотношения:

а уточненное значение передаточного отношения U1(3)H получено в п. 2.1.2:

Остальные данные берем из табл. 2.4.

Рис. 2.9. Кинематическая схема планетарной передачи Получаем: