ID: 412

Название работы: Проектирование передаточного и кулачкового механизма зубострогального станка

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Проектирование передаточного зубчатого механизма зубострогального станка. Расчет выходных характеристик и координат профиля кулачка. Расчет вспомогательных элементов (радиуса ролика и пружины). Синтез эвольвентной зубчатой передачи.

Язык: Русский

Дата добавления: 2013-01-06

Размер файла: 516.5 KB

Работу скачали: 42 чел.

СОДЕРЖАНИЕ:

1.  Техническое задание
2.  Описание работы механизмов в составе зубострогального станка
3.  Проектирование передаточного зубчатого механизма зубострогального станка
   1.  Структурный анализ зубчатого механизма
   2.  Кинематический синтез зубчатого механизма
   3.  Синтез эвольвентной зубчатой передачи
4.  Проектирование кулачкового механизма зубострогального станка
   1.  Синтез структурной схемы кулачкового механизма
   2.  Определение основных размеров кулачкового механизма
   3.  Расчет выходных характеристик и координат профиля кулачка
   4.  Построение диаграмм характеристик механизма и профиля кулачка
   5.  Расчет вспомогательных элементов (радиуса ролика и пружины)
5.  Список использованных источников

2. ОПИСАНИЕ РАБОТЫ МЕХАНИЗМОВ В СОСТАВЕ ЗУБОСТРОГАЛЬНОГО СТАНКА

Конические зубчатые колеса можно нарезать на универсально-фрезерных и поперечно-строгальных станках, но точность конических зубчатых колес, нарезанных на этих станках, низкая, поэтому для нарезания конических зубчатых колес применяют специальные зуборезные станки.

Зубострогальный станок предназначен для чернового и чистового нарезания прямозубых конических колес модулем от 1,5 до 8 мм и диаметром до 500 мм,  эвольвентного профиля без смещения и со смещением производящего исходного контура.

Нарезание колес производим методом обкатки. Заготовка обкатывается по плоскому воображаемому зубчатому колесу, вращаясь вместе с резцовой головкой и резцами. Движение резцов осуществляется от электродвигателя через планетарный редуктор, конические колеса 6, 7 – 8, 9, гитару сменных колес, конические колеса 10, 11 – 12, 13 и далее через кривошипно-коромысловый механизм 1-2-3 и кулисно-ползунный механизм 3-4-5--6.  

В процессе нарезания одного зуба заготовки, примерно после ½ цикла нарезания, резцовой головке и заготовке сообщается обратное вращение. Реверсирование осуществляется от электродвигателя через редуктор, гитару сменных колес, конические колеса, механизм реверса. Управление механизмом реверса осуществляется кулачковым механизмом, который приводится в движение червячной передачей.

Длина хода резцов зависит от длины зуба нарезаемого колеса и длины перебегов. За время технологического цикла станка (обработка одного зуба – отвод резцов – деление заготовки на один зуб – подвод резцов) кулачок делает один оборот.

При черновом зубонарезании работа происходит в основном также, как при чистовом с той лишь разницей, что величина огибания уменьшается, а быстрый подвод стола заменяют медленной рабочей подачей, при которой резцы постепенно врезаются в заготовку.

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА ЗУБОСТРОГАЛЬНОГО СТАНКА

3.1. Структурный анализ зубчатого механизма

Механизм двухступенчатый содержит ступени:

а) планетарную ( колеса 1, 2, 3, водило Н)

б) зубчатая пара 4-5

в) зубчатые колеса (6,7,8,9,10,11,12,13)

Оцениваем механизм на оптимальность структуры.

Механизм плоский. (число сателлитов 2: К=1; число подвижных звеньев: n=4; число одноподвижных кинематических пар: ; число двухподвижных кинематических пар (зацеплений):

Число избыточных связей по формуле Чебышева:

Механизм имеет оптимальную структуру.

Реально в механизме: ; число подвижных звеньев: n=9; число одноподвижных кинематических пар (подшипников): ; число двухподвижных кинематических пар (зацеплений): .

Следовательно:

Поскольку в механизме , то механизм требует высокой точности изготовления, например по шестой степени точности.

1.  Кинематический синтез зубчатого механизма

3.2.1. Общее передаточное отношение механизма:

где,

3.2.2. Механизм ступенчатый:

где,  - передаточное отношение зубчатой передачи 4-5.

3.2.3. Передаточное отношение планетарной ступени:

Так как <9, то планетарный редуктор одноступенчатый.

3.2.4. Определяем числа зубьев планетарной ступени исходя из условий заданного передаточного отношения, исключение заклинивания зацеплений колес 1-2, 1-3; соосности центральных колес 1-3, соседства сателлитов 2 и сборки механизма.

Расчет выполняем на ЭВМ по программе «ZUBSAT» при Т=4.

Результаты расчета: ; ; ; ;

3.2.5. Фактическое передаточное отношение планетарной ступени:

3.2.6. Фактическое передаточное отношение механизма в целом:

Отклонение от требуемого  составляет:

<2%, что допустимо.

3.2.7.  Проверяем в планетарном редукторе выполнение условий:

•  исключения заклинивания зацеплений:

а) колес 1, 2: ,  – условие выполняется;

б) колес 2, 3: ; 35.5>33 – условие выполняется;

•  исключения интерференции зубьев колес 2, 3: ;  - условие выполняется;
•  соосности колес 1, 3: , ,  - условие выполняется;
•  соседства  сателлитов 2: , ,  - условие выполняется;
•  сборки (установки) сателлитов 2: , ,  - условие выполняется.

3.2.8. Частоты вращения зубчатых колес и валов:

•  вала I и колеса 1: ;
•  водила H, вала III и колеса 4: ;
•  колеса 5 и вала IV: ,

отклоняется от требуемого по заданию  на , что приемлемо.

3.2.9. Делительные диаметры зубчатых колес:

;

;

;

;

.

3.2.10. Вычерчиваем в масштабе М 1:2 кинематическую схему механизма.

1.  . Синтез эвольвентной зубчатой передачи

3.3.1. Выполняем синтез эвольвентного зацепления зубчатых колес 4 и 5, числа зубьев которых , .

Так как колеса работают в масляной ванне, то для них определяющим критерием работоспособности является контактная выносливость эвольвентных поверхностей зубьев. Для ее увеличения зубчатые колеса выполняем со смещением исходного производящего контура (ИПК) зуборезного инструмента. На основе рекомендаций принимаем коэффициенты смещения ,  для , .

3.3.2. Рассчитываем на ЭВМ по программе «ZUBSOL» геометрические параметры зубчатых колес и зацепления.

3.3.3. Используя полученные размеры колес, вычерчиваем схему (картину) зацепления их зубьев в последовательности:

•  выбираем масштаб изображения с условием, чтобы высота зубьев колес на схеме была не менее : .

Принимаем стандартный масштаб увеличения М 6:1.

•  проводим вертикальную линию и откладываем на ней межосевое расстояние колес ;
•  из центров  и  проводим начальные окружности колес, которые должны соприкасаться в полюсе Р;
•  строим угол зацепления . Для этого через полюс Р проводим перпендикуляр к линии  длиной , восстанавливаем к нему в точке t перпендикуляр длиной   и проводим затем прямую pl;
•  строим линию зацепления. Для этого на прямой pl откладываем, в принятом масштабе, отрезки  и . Соединяем точки  и ,  и , и убеждаемся, что  и , а длины , . Проводим этими радиусами основные окружности колес;
•  проводим делительные окружности колес
•  проводим окружности вершин и впадин зубьев радиусами  и , и убеждаемся, что радиальные зазоры между этими окружностями С=0,87 мм (с учетом масштаба) составляют 0,248 m. Отмечаем активную часть B1 B2 линии зацепления, длина которой ;
•  строим эвольвентные профили зубьев шестерни 4. Для этого делим отрезок  на четыре равных отрезка (чтобы длина отрезков была равна 12…16мм). Столько же отрезков (хорд) полученной длины отложим по основной окружности от точки  в сторону линии О4О5 и три дополнительных отрезка в противоположную сторону. Получим на основной окружности точки 0, 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7. Через точки 1, 2, …7 проводим касательные к основной окружности и на каждой из них откладываем от точек 1, 2, …7 соответственно  1, 2, …7 отрезков. Соединив концы этих отрезков плавной кривой, получаем эвольвенту Э1 зуба;
•  по делительной окружности и окружности вершины зуба откладываем соответственно его расчетные дуговые толщины  и  . Через их середины проводим ось симметрии зуба, используя которую строим вторую эвольвенту Э2 зуба шестерни;
•  от оси симметрии начерченного зуба откладываем в обе стороны угловой шаг еще двух зубьев  и проводим их оси симметрии. Контролируем дуговой шаг этих зубьев по делительной окружности   (с учетом принятого масштаба построений). Вычерчиваем профили зубьев, используя профили Э1 и Э2 начерченного зуба. Для этого следует провести ряд окружностей по высоте зубьев и использовать дуговые толщины по этим окружностям между эвольвентами Э1 и Э2 начерченного зуба;
•  на ножках зубьев проводим переходные кривые от эвольвент к окружности впадин радиуса . Их выполняем упрощенно в виде дуг радиуса  (с учетом масштаба построений);
•  аналогичные построения профилей двух зубьев выполняем для колеса 5. Для этого отрезок  разделен на шесть равных отрезков, а на основной окружности такие отрезки отделены точками ;
•  строим активные участки профилей зубьев, для чего радиусами  и , из центров  и  проводим дуги до пересечения с эвольвентами профилей. Активные участки выделяем тонкими дублирующими кривыми и заштриховываем;
•  строим на активной линии зацепления  участки одно- и двухпарного зацепления. Для этого из точек  и  откладываем (в масштабе) основной шаг зубьев . Получим точки k1 и k2, участок однопарного зацепления k1k2 и участки двухпарного зацепления B1k1 и B2k2.

3.3.4. Оцениваем качественные показатели спроектированного зубчатого зацепления:

•  коэффициент перекрытия, характеризующий непрерывность и  продолжительность (плавность) процесса зацепления колес 4, 5, на основе соотношения  . Рекомендуемые значения :

а) расчетное значение ;

б) из картины зацепления , что близко к расчетному значению.

•  коэффициенты удельного скольжения , характеризующие интенсивность изнашивания профилей зубьев. При их расчете задаемся начальным значением расстояния  и рядом больших значений этого расстояния в пределах отрезка . Результаты расчета сводим в таблицу:

Параметры диаграммы  и  - Таблица 1.

Параметр	Расчетная формула	Численное значение для , мм
				21,36	30,00	45,00	60,00	92,24
		-2,15	-1,08	-0,18	0,26	0,72
		0,68	0,52	0,16	-0,34	-2,58

В формулах , .

По полученным значениям строим диаграммы  и  на активном участке  линии зацепления. На головках зубьев коэффициенты ,  и соответственно износы зубьев невелики. На ножке зуба колеса 5  и ее износ интенсивнее, чем ножки зуба шестерни 4.

3.3.5. Оцениваем геометрические показатели передачи

•  отсутствие интерференции зубьев колес 4, 5 – на основе соотношения , где ,  - радиусы кривизны эвольвент зубьев в нижней точке активного профиля и  нижней граничной  точке:

а) для шестерни 4 ;

б) для колеса 5 , интерференция зубьев отсутствует;

•  отсутствие подрезания зубьев – по соотношению :

а) для зубьев шестерни 4 ;

б) для зубьев колеса 5 , подрезание зубьев отсутствует;

•  отсутствие заострения зубьев у вершины – по величинам коэффициентов их толщин на окружностях вершин :

а) для зубьев шестерни 4 ;

б) для зубьев колеса 5 , заострение зубьев отсутствует.

D:\Tmm\ZUBSAT.EXE

D:\Tmm\ZUBSOL.EXE

1.  ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА ЗУБОСТРОГАЛЬНОГО СТАНКА

4.1. Синтез структурной схемы кулачкового механизма

Полагаем механизм плоским. Выделяем в нем звенья: кулачок  1, толкатель 2 и неподвижную стойку Ø (ноль). Для уменьшения потерь трения в контакте толкателя с кулачком и повышения их долговечности на толкателе устанавливаем вращающийся ролик 3. Кулачок выполняем дисковым, как наиболее технологичным в изготовлении. Замыкание механизма выполняем силовым – пружиной 4.

Число подвижных звеньев в механизме n=3. Число низших кинематических пар (КП)  (А,В,С), высших КП  (D).

Число избыточных связей в механизме по формуле (1) при :

<0.

Это соответствует наличию местной подвижности  - полезному вращению ролика 3 вокруг своей оси при его качении по кулачку.

1.  Определение основных размеров кулачкового механизма. Оценка закона движения толкателя.

4.2.1. Синусоидальный закон  является безударным. Он может быть использован в приводе механизма зубострогального станка, так как угловая скорость вращения кулачка

<100 рад/с.

где  .  

4.2.2. Для определения основных размеров механизма  и используем графический способ. Для закона  рассчитываем угловые перемещения толкателя:

функции скорости:

и функции ускорения:

приняв значения

При :

При :

При :

При :

Параметры диаграммы аналога скорости толкателя - Таблица 2.

Параметр	Значения величин для
		0,3	0,4	0,5	0,6
1. Угловое перемещение толкателя , град
2. Функция скорости , мм
3. Длина вектора , мм	83,24	115,07	127,27	115,19

Принимаем масштаб  и строим диаграмму скорости .

Построив угол с вершиной в точке C на опоре толкателя, проводим дугу aв (траекторию движения оси B ролика 3) радиусом ВС = . На дуге ав отмечаем точку  на пересечении с нижней стороной угла  и получаем нижнее положение толкателя . Положение толкателя ВС является верхним. От положения  толкателя откладываем вверх углы ( согласно таблице 2) и строим положения толкателя , , , . От точек ,,, откладываем в направлении угловой скорости  кулачка (по «часовой стрелки») векторы функций скорости вдоль соответствующих положений толкателя. Концы векторов соединяем плавной кривой A и через концы точку  проводим, под углом передачи ; лучи до взаимного пересечения.

На расстоянии 1-2мм ниже пересечения, в заштрихованной зоне отмечаем точку «» - ось вращения кулачка. Находим основные размеры механизма:

-

-

1.  Расчет выходных характеристик и координат профиля кулачка

4.3.1 Расчет выполняем по программе FIST:

Вводим в ЭВМ исходные данные:

-  - закон движения толкателя синусоидальный;

- М=2 механизм с вращающимся толкателем;

- F1=55°, F2=115°, F3=65° - фазовые углы поворота кулачка;

- Н=0 – ход толкателя отсутствует;

- R0= 150 мм- начальный радиус кулачка;

- E=0 – эксцентриситет отсутствует;

- LO = 371 мм - межосевое расстояние;

- L1= 250 мм – длина толкателя;

- PSIM=28° - угол поворота толкателя;

- TETAD=45° - допускаемый угол давления;

- W=0,187 рад/с – угловая скорость вращения кулачка;

- G1=0 – в механизме M=2 отсутствует;

- G=1 – в фазе удаления кулачок и толкатель вращаются в разные стороны;

- G7=0 – для закона  отсутствует

1.  Построение диаграмм характеристик механизма и профиля кулачка
   1.  Строим диаграмму кинематических характеристик ускорения:  толкателя в масштабе , . На диаграмме отмечаем максимальное и минимальное значение величины.  

Строим также диаграмму углов давления  в масштабе , . На фазе удаления = 0….55º углы давления <; <, что отвечает условию синтеза механизма.

4.4.2. Строим профиль кулачка в масштабе . За начальное принимаем положение кулачка в начале фазы удаления . Полярную ось  располагаем вдоль направления начального радиуса-вектора  на диаграмме. Длина этого радиуса вектора

Согласно методу обращения движения, от положения в направлении, противоположном угловой скорости  кулачка (т.е. против «часовой стрелки»), откладываем взятые полярные углы , ,… и  на сторонах углов откладываем радиусы-векторы  и т. д. Соединив концы радиусов-векторов плавной кривой, получаем центровой профиль (Ц) кулачка.

На профиле Ц отмечаем фазовые углы поворота кулачка: удаления ;  и сближения .

1.  На выпуклых частях профиля Ц находим участок ДЕ с наибольшей кривизной и определяем здесь графическим способом наименьший радиус кривизны профиля. Для этого наносим точки ;;, соединяем их хордами , и в серединах хорд проводим перпендикуляры к ним до пересечения в точке М. Получим:

1.  Расчет вспомогательных элементов (радиуса ролика и пружины)

4.5.1  Определяем радиус ролика толкателя по условиям:

- ограничения контактных напряжений на ролике и на кулачке:

;

- разработки приемлемой конструкции ролика и его установки на толкателе:

Принимаем .

4.5.2. На центровом профиле кулачка выбираем ряд точек , из которых проводим дуги радиусом . Проведя огибающую этих дуг, получим конструктивный профиль «К» кулачка.

4.5.3. Проверяем условие качения ролика по поверхности кулачка, исключающее его скольжение:

<

где - коэффициент трения скольжения ролика по кулачку;

К=0,03 мм – коэффициент трения качения ролика по кулачку;

- приведенный коэффициент трения во вращательной паре «ролик-толкатель»;

мм – радиус опоры ролика на толкателе, принимаем  .

Подставив все величины в формулу, получим

< - качение ролика обеспечено.

4.5.4. Рассчитываем жесткость пружины 4, обеспечивающий постоянный контакт толкателя с кулачком.

Устанавливаем положение толкателя, в котором имеется наибольшая вероятность его отрыва от кулачка под действием инерционного момента , таким является положение толкателя при , в котором характеристика ускорения толкателя отрицательна и максимальна по модулю

мм. Расчетный инерционный момент толкателя составит .

Для гарантированного исключения отрыва толкателя от кулачка принимаем момент на толкателе от усилия пружины 4 с запасом

Где К=1,4…..1,6 – коэффициент запаса момента.

4.5.5. Строим силовую диаграмму пружины

- рабочий угловой ход толкателя

- предварительное натяжение пружины

- принимаем масштабы изображения моментов , углов ,  ускорений

- в осях координат , и наносим синусоидальные кривые зависимостей ; .

Значения величин изображаем по осям отрезками:

;

(по подобию треугольников ∆eag и  ∆daf)

- через точки a и g проводим прямую линию – характеристику пружины.

- жесткость пружины.

D:\Tmm\FIST.EXE

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ:

1.  Проектирование зубчатых передаточных механизмов: метод. указания к курсовому проектированию по дисциплине «Теория механизмов и машин»/ сост.: В.В. Малясов, О.Г. Кокорева, Н.А. Лазуткина. – Муром:, 2008. – 50 с.
2.  Проектирование кулачковых механизмов: метод. указания к курсовому проектированию по дисциплине «Теория механизмов и машин»/ сост.: В.В. Малясов. – Муром:, 2008. – 58 с.
3.  Теория механизмов и машин: задания и метод. указания к разработке и оформлению документации курсового проекта и РГР/ сост.: В.В. Малясов, Н.А. Лазуткина , О.Г. Кокорева. – Муром:, 2008. – 71 с.
4.  Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: учебное пособие. / Под редакцией Г.Н. Девойно. – Минск: Вышейш. шк, 1986. – 285 с.

1.