Автор: admin

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

II. Исследование валикокольцевых механизмов

2.1. Классификация механизмов раскладки

2.2. Анализ схем валикокольцевых механизмов

2.3. Синтез валикокольцевого механизма по схеме вал-кольца (BRD)

III. Технологическая часть

3.1. Описание конструкции и назначения детали. Техконтроль технологичности конструкции.

3.2. Определение типа производства. Расчет количества деталей в партии.

3.3. Технико-экономическое обоснование выбранного маршрута обработки.

3.4. Специальная часть. Выглаживание.

3.5. Расчет припусков.

3.6. Расчет элементов режима резания и основного времени

3.7. Расчет технической нормы времени

3.8. Расчет технологической операции на точность

3.9. Необходимое количество оборудования по операциям, коэффициенты его загрузки, использование по основному времени и по мощности

3.10. Окончательный расчет себестоимости детали

IV. Экономическая часть

4.1. Введение

4.2. Исходные данные

4.3. Калькуляция технологической себестоимости изделия

V. ОХРАНА ТРУДА…………………………………………………………………………………75

ВВЕДЕНИЕ

Механизм раскладки предназначен для равномерной рядовой укладки кабеля (провода) или его элементов вдоль приемного барабана или катушки. Возвратно-поступательное движение раскладчика может осуществляться посредством различных приводных механизмов. Большое распространение в качестве привода получили валикокольцевые механизмы, благодаря своей простоте, надежности, точности выполнения раскладки.

В литературных источниках, посвященных анализу различных схем валикокольцевых механизмов [ ] каждый из авторов отдает предпочтение своей конструкции, не проводя сравнение с другими или проводя без учета различных факторов.

Необходимо объективное сравнение схем валикокольцевых механизмов, используя в комплексе различные факторы, влияющие на их нагрузочную способность.

Перед конструктором, занимающимся проектированием валикокольцевых механизмов, ставится цель – создать механизм, который бы обеспечивал заданное осевое усилие Ps, выполняя заданный закон перемещения , и имел бы при этом минимальные габариты.

II. Исследование валикокольцевых механизмов

2.1. Классификация механизмов раскладки

В настоящее время для открытых намоток известны механизмы раскладки, отличающиеся своей кинематической связью со шпинделем намоточного станка или с приемным устройством кабельной машины. Эти механизмы можно разделить на три вида:

1) с жесткой кинематической связью;

2) без кинематической связи (независимые);

3) с гибкой кинематической связью.

Из них на практике применяют лишь первый и третий виды, второй вид механизмов применяют очень редко. На листе 1 графического материала приведена классификация наиболее распространенных механизмов раскладки для открытой намотки по указанным признакам.

1) Раскладчики станков для открытой намотки, имеющие жесткую кинематическую связь со шпинделем станка:

а) кулачковый механизм (Лист 1 рис. 1)

Такой раскладчик выполняет функции раскладки и реверса. От кулачка 1 в движение приводится кулиса 2, которая перемещает раскладчик 5. Длина намотки регулируется перемещением сухаря 3, микрометрическим винтом 4, а ее шаг – изменением передаточного отношения между шпинделем станка и кулачком 1 с помощью сменных зубчатых колес.

б) винтовой механизм (Лист 1 рис. 2)

Механизм раскладчика 2 имеет комбинированное движение, состоящее из вращения ходового винта и перемещения его с помощью кулисы 3, получающей движение от другого ходового винта 18 посредством упора в 19.

Таким образом, осуществлена комбинация ступенчатой регулировки шага с помощью сменных зубчатых колес в кинематической цепи, связывающей шпиндель с раскладчиком, и плавной регулировкой шага внутри этих ступеней кулисным механизмом.

От шпинделя с помощью зубчатых колес 9 и 8, связанных сменными зубчатыми колесами, движение сообщается колесам 10 и 13 соответственно сцепленным с зубчатыми колесами 7 и 5, свободно сидящими на ходовом винте 1 и заклиниваемыми на нем муфтой 6 механизма реверса. Зубчатые колеса 13 и 5 зацепляются через паразитное колесо и поэтому зубчатые колеса 5 и 7 вращаются в разные стороны. Через зубчатые колеса 4, 15, 16, 17, 11, 12 вращение сообщается гайке 14 ходового винта 18, несущего на себе нижний шарнир упоров 19 кулисы.

Верхний шарнир кулисы 3 охватывает винт 1, и при движении кулисы, которая качается относительно корпуса 22, ходовой винт 1 получает дополнительное перемещение. Это дополнительное перемещение регулируется путем изменения соотношения плеч кулисы с помощью винта 21 маховичком 20.

в) реечный механизм (Лист 1 рис. 3)

От приводного вала 3, получающего вращательное движение непосредственно от шпинделя станка, движение сообщается зубчатому колесу 4, которое находится в зацеплении с зубчатым колесом 2 и через паразитное зубчатое колесо 5 с зубчатым колесом 7.

На одном валу с зубчатым колесом 2 и 7 соответственно, свободно сидят сцепленные с рейкой 8 зубчатые колеса 1 и 6. Каждое из зубчатых колес 2 и 7 несет на себе по 25 подпружиненных штырьков, в находящихся с ними на одной оси зубчатых колес 1 и 6 имеются соответствующие этим штырькам и соосные с ними отверстия (по 24).

Поскольку зубчатые колеса 2 и 7 постоянно вращаются, то стоит одному из зубчатых колес 1 или 6 быть соединенному с помощью одного штырька с зубчатым колесом 2 или 7, как это зубчатое колесо получает вращательное движение и заставляет перемещаться рейку 8 с закрепленным на ней раскладчиком 16. Если взамен одного из зубчатых колес (свободного от штырька) 1 или 6 штырек соединит другое зубчатое колесо, то движение рейки и раскладчика будет реверсироваться в другую сторону. На рейке 8 закреплены раскладчик 16 и вилка 15. Упоры 14, положение которых определяется заданной длиной укладываемого ряда витков, закрепляются на тяге 17. Когда вилка доходит дт одного из этих упоров, она перемещает тягу 17 механизма реверса. Тяга своим центральным пазом перемещает рычаг 10, снабженный пружиной 11. Верхний конец рычага 10 связан с тягой 13, которая в крайних положениях неподвижно фиксируется собачками. При перемещении тягача 10 по оси 9 в крайнее положение потенциальная энергия взведенной пружины 11 переносит тягу 13 в новое положение. Тяга 13 взаимодействует с двумя рычагами 12 и при изменении ее положения один из рычагов поднимается, другой опускается. Поднимаясь, рычаг освобождает соответствующее зубчатое колесо 1 или 6 от штырька, соединяющего его с зубчатым колесом, расположенным под ней, а опускаясь, соединяет этим штырьком другое зубчатое колесо с соответствующим ему колесом. Этим и достигается реверсирование перемещения раскладчика.

Недостатком раскладчиков, имеющих жесткую кинематическую связь со шпинделем станка, является ступенчатая регулировка шага намотки изделия, которая не обеспечивает высокой точности воспроизведения необходимого шага раскладки изделия. Ступенчатая регулировка шага требует большого количества сменных зубчатых колес или кулачков для получения различных шагов раскладки в широком диапазоне для разных кабельных изделий. В винтовом механиз ме раскладки хотя и предусмотрена плавная регулировка шага кулисным механизмом, все же требуется перестановка зубчатых сменных колес. Главная регулировка шага кулисным механизмом требует дополнительных затрат времени для настройки на шаг. Кинематические цепи механизмов раскладки и реверса, имеющих жесткую кинематическую связь со шпинделем станка, довольно длинны, что отрицательно сказывается на точности намотки и надежности механизма раскладки.

2) Раскладчики без кинематической связи (независимые) со шпинделем станка:

а) штанговый (Лист 1, рис. 4).

Штанговый абсолютно независимый раскладчик отличается тем, что кинематически совершенно не связан с механизмом станка и может быть пристроен к любому станку для рядовой намотки. Раскладка здесь осуществляется путем притормаживания стержня, связанного с наматываемым проводом и перемещаемого им по мере укладки каждого нового витка обмотки.

Натяжное устройство со спиральной пружиной несет на себе бобину с запасом провода и создает его натяжение. Свободный участок провода проходит внутри легкой трубки раскладчика, огибая ролики, и через наконечник попадает на оправу. Провод заводится внутрь трубки сквозь продольную прорезь в ней. Нижний конец штангового раскладчика шарнирно закреплен в основании, благодаря чему трубка может свободно качаться в двух взаимно перпендикулярных плоскостях параллельно оси вращения шпинделя и перпендикулярно к этой оси. Наконечник также шарнирно соединен с верхним концом трубки и может поворачиваться вокруг оси ролика в плоскости, перпендикулярной оси вращения шпинделя. В обойме, закрепленной на трубке снаружи, имеется свободно вращающийся ролик, ось вращения которого перпендикулярна оси шпинделя станка. Этот ролик катится пот торцу поворотной планки. Планка поворачивается на необходимый угол (относительно своей оси, закрепленной на столе станка) в плоскости, параллельной шпинделю станка, и фиксируется в заданном положении. Таким образом, в процессе намотки натянутый провод наматывается на оправу и каждый его виток, соскальзывая с предыдущего, перемещает штанговый раскладчик, который своим роликом катится вверх по наклонной плоскости торца планки и тем самым притормаживает провод при укладке. Если трение между роликом и планкой изменяется за счет изменения угла поворота планки, то провод наматывается с соответствующим этому трению шагом. Здесь шаг укладки зависит от угла поворота планки. Для реверсирования движения раскладчика на торце планки имеются два переставных упора, расстояние между которыми определяет длину намотки. Упоры несут на себе концевые выключатели. Когда в конце намотки штанга коснется выключателя, последний срабатывает и включает электромагнит, поворачивающий планку так, чтобы угол подъема ее в отношении оси вращения каркаса становится строго противоположным первоначальному, и раскладчик начинает двигаться в противоположном направлении.

б) пневмогидравлический раскладчик (Лист 1, рис. 5)

Одним из независимых раскладчиков является пневмогидравлический раскладчик. Привод шпинделя 1 и раскладчика 2 осуществляется от магистрали сжатого воздуха через редуктор, настраиваемый на давление, меньшее, чем в магистрали, и предохраняющий таким образом станок от перепадов давления. Вращение шпинделя осуществляется ротационным пневматическим двигателем, а движение раскладчика – пневмоцилиндром двойного действия.

Сжатый воздух от редуктора Р одновременно поступает в оба эти двигателя через дроссель Д, таким образом изменяя число оборотов шпинделя, одновременно изменяют и скорость перемещения раскладчика. Помимо этого движение раскладчика регулируется вторым дросселем 4, служащим для бесступенчатой регулировки шага намотки в широких пределах.

Движение раскладчика сообщается попеременно штоками 8, 10 пневматического цилиндра. Эти штоки входят в жидкость гидравлических демпферов 9 и 7 и заставляют соответствующий поршень 13, 14 перемещать свой шток 8 или 10 в направлении движения штанги 11 раскладчика со скоростью, меньшей, чем скорость движения штоков 6, 5, во столько раз, во сколько диаметр этих штоков меньше диаметров поршней 13, 14.

Реверсирование направления движения штанги 11 раскладчика производится с помощью передвижных упоров 12, снабженных концевыми выключателями 1К и 2К, переключающими электромагнит Э, а вместе с ним и золотник распределительного пневматического крана 3.

Функцию синхронизации механизмов вращения и движения раскладчика выполняет дроссель Д, питающий механизм вращения шпинделя и движения раскладчика. По существу рассмотренная выше схема отнесена к независимым схемам раскладчиков до некоторой степени условно, так как зависимость здесь существует, только выполняется она непривычными для намоточных станков элементами пневмопровода.

Независимые раскладчики на практике применяются очень редко. Явление самоукладки – сложное явление, требующее соблюдения специфических условий, например, изолированность механизма раскладки от случайных толчков и ударов, вибраций, что очень сложно на современном производстве. Пневмогидравлический раскладчик тоже не получил широкого распространения из-за своей относительной сложности, больших габаритов.

в) раскладчики с гибкой кинематической связью со шпинделем станка:

фрикционный (Лист 1, рис. 6)

На валу ротора электродвигателя 1, который одновременно служит и шпинделем станка, закреплен диск 2. Второй диск 5 большего диаметра перемещается в осевом направлении под воздействием пружины 6. Между торцами этих двух дисков расположен свободно вращающийся ролик 4, положение которого относительно оси диска 5 можно изменить с помощью маховичка 3, вращающего винт, связанный с кареткой 12, на которой закреплен ролик 4. Изменяя место контакта ролика с диском 5, изменяют число оборотов диска, а следовательно и скорость вращения вала 7, на котором он закреплен. Этим и достигается регулирование величины шага намотки. Продолжением вала 7 служит ходовой винт, связанный с гайкой 11, расположенной на раскладчике 13, так что при вращении винта раскладчик осуществляет рабочее перемещение. Реверсирование перемещения раскладчика осуществляется следующим образом: второй ходовой винт 10 связан с первой парой зубчатых колес, из которых колесо 8 закреплено на валу 7, а колесо 9 – на ходовом винте 10. Таким образом, во время работы станка оба ходовых винта 7 и 10 вращаются во взаимно противоположных направлениях. Две полугайки, принадлежащие раскладчику 13, попеременно соединяются то с валом 7, то с валом 10; их переключение происходит при соприкосновении с одним из двух упоров, располагаемых на расстоянии длины ряда обмотки.В зависимости от того, с каким из винтов связан в данный момент раскладчик, происходит его перемещение вправо или влево.

Фрикционный валикокольцевой с наружным прижимным роликом (в дальнейшем этот механизм будем обозначать «схема вал-ролик» или «схема US» — так как этот механизм был впервые использован в американских кабельных машинах) (Лист 1, рис. 7)

Валикокольцевой механизм с наружным прижимным роликом состоит из валика 1, к которому при помощи пружины 4 прижимается фрикционный ролик 2, установленный в каретке 3, на которой закреплен раскладчик 6. В процессе вращения валика 1 можно менять угол установки ролика В путем поворота оси каретки 5 и тем самым изменять скорость перемещения каретки V1 при неизменной скорости вращения валика V (рис. 1).

Передаточное отношение такого механизма без учета относительного скольжения контактирующих тел будет равно (стр. 23 добавить)

Рис.1.

Этот механизм довольно прост по конструкции, имеет минимальный износ (трения качения), относительно высокий КПД и позволяет легко регулировать даже на ходу скорость возвратно-поступательного движения каретки. Реверс механизма осуществляется простыми по конструкции переключающими устройствами, изменяющими угол на угол строго противоположный первоначальному без реверса валика.

Основной недостаток этого механизма – незначительное осевое усилие, передаваемое кареткой, которое пропорционально усилию прижима Р контактирующих тел и коэффициенту трения , и большие нагрузки на опоры валика, вызванные усилием прижима ролика.

Фрикционный валикокольцевой механизм с тремя кольцами – шарикоподшипниками (в дальнейшем этот механизм будем обозначать «схема вал-кольца» или «схема BRD» — так как этот механизм был впервые использован в западногерманских кабельных машинах) (Лист 1, рис. 8).

Валикокольцевой механизм с тремя кольцами-шарикоподшипниками состоит из валика 1, охватываемого тремя кольцами-шарикоподшипниками 2, которые кинематически связаны между собой зубчатыми колесами3, установленными в каретке 6. На каретке закреплен раскладчик 7. При помощи двух винтов 5 и планки 4 создается прижимное усилие Р в результате чего средний шарикоподшипник давит на валик сверху, а два других снизу. Наличие трех колец-шарикоподшипников в механизме позволяет полностью разгрузить опоры валика от действия усилий.

Для возможности разворота колец на валике отверстия во внутренних кольцах шарикоподшипников изготавливаются не цилиндрическими, а скругленными по радиусу r1, называемый «оливажем».

При повороте среднего подшипника на угол , два других также поворачиваются на угол , но в противоположные стороны. При угле =0 и вращающемся валике каретка с кольцами стоит на месте. Максимальный угол разворота зависит от соотношений радиуса валика r и радиусов R и r1.

R – радиус отверстия внутреннего кольца шарикоподшипника, r1 — радиус скругления внутреннего кольца шарикоподшипника (радиус оливажа).

Фрикционная передача с кольцами отличается простотой устройства и изготовления. Кольца изготовляют из подшипников путем доработки.

Усилие подачи Рs зависит от силы, с которой кольца прижимаются к валу. При исполнении привода, как это показано на листе 1, рис. 8, среднее кольцо прижимается с силой Р, крайнее – с силой Р/2. Поэтому , где — коэффициент трения.

Фрикционный валикокольцевой механизм с роликами, расположенными внутри полого вала (лист 1, рис. 9)

Этот механизм работает по тому же принципу, что и предыдущие два валикокольцевых механизма. Отличие его заключается лишь в том, что каретка с роликами помещена внутри полого валика. Положительным качеством такого механизма является отсутствие выступающих частей. Но ему присущ и серьезный недостаток – трудность регулировки силы прижима роликов к трубе. На практике такой механизм почти не используется.

Возможности применения валикокольцевых механизмов очень многообразны. Практически эти механизмы можно применить во всех устройствах, где требуется превращение вращательного движения в возвратно-поступательное.

Такие механизмы применяются в многочисленных механизмах раскладки, в приводе вертикальной подачи сверлильного станка, счетно-решающих приборах, эвольвентомерах, каретках самописцев и пр.

Валикокольцевые механизмы имеют следующие преимущества перед соосными винтовыми, зубчатыми и кулачковыми механизмами:

возможность осуществления на ходу бесступенчатого регулирования скорости перемещения каретки, т.е. передаточного отношения;

возможность выполнения разнообразных функциональных зависимостей, так как движение каретки может происходить по любому закону с помощью дополнительных устройств;

возможность реверсирования движения каретки без реверса валика;

возможность регулирования усилия, передаваемого кареткой или валиком;

бесшумность в работе.

Область применения валикокольцевых механизмов настолько обширна, что они находят применение в приборных механизмах и в тяжелом машиностроении. Так, например, эти механизмы устанавливаются в хвостовой части лентопрокатных станков и выполняют функции лентоводителей для крестовидной намотки стальной ленты.

Валикокольцевые механизмы просты по конструкции, имеют незначительный износ (трения качения), относительно высокий КПД.

Раскладчик с импульсным перемещением (лист 1, рис. 10)

На шпинделе станка закреплен диск 1, имеющий по периметру требуемое число выступов 2, которые замыкают цепь питания электромагнита 5, вследствие чего сердечник 6 перемещается и поворачивает обгонную муфту 7 в сторону ее рабочего хода. Муфта поворачивает на заданный угол червяк 8 и находящееся с ним в зацеплении червячное колесо 9, на одной оси с которым рифленый ролик 10. Ролик вращается в пазу вилки 11, шарнирно связанной со штангой 13, перемещающей раскладчик 14. Если в верхний электромагнит 15 подается электрическое напряжение, то верхний зуб вилки 11 прижимается к поверхности ролика 10 и за счет силы трения заставляет вилку, а вместе с ней и укладчик равномерно перемещаться в сторону направления вращения ролика. Как только упор 12 нажмет на один из концевых выключателей К1 и К2, управляющих электромагнитами 15, вилка 11 прижимается нижним или верхним зубом и при неизменном направлении движения ролика укладчик начинает перемещаться в прямом или обратном направлении. Регулировка шага здесь осуществляется весьма просто с помощью регулировочного микрометрического винта 3 через пружину 4, противодействующую сердечнику 6 электромагнита и изменяющую его ход, а следовательно, и угол поворота обгонной муфты 7. В зависимости от количества выступов 2 на диске 1 перемещения на заданный шаг обмотки могут быть соответственно расчленены по величине и на один оборот каркаса могут совершаться столько раз, сколько этих выступов на диске. Это уменьшает величину импульса и практически приводит к равномерной по углу подъема витка укладке.

Такой метод выполнения механизма раскладки позволяет широко, бесступенчато и быстро регулировать шаг укладки, значительно упрощает механизм раскладки и реверса.

Раскладчики, имеющие гибкую кинематическую связь со шпинделем станка, имеют важные преимущества перед раскладчиками других видов. Они позволяют бесступенчатое регулирование величины шага намотки, который может перестраиваться даже в процессе намотки. Эти механизмы бесшумные в работе, просты по конструкции, надежны, точно воспроизводят заданный шаг раскладки.

2.2. Анализ схем валикокольцевых механизмов

Известны три схемы конструктивного выполнения валикокольцевых механизмов:

вал-ролики (US)

вал-кольца (BRD)

пустотельный вал-ролики

Необходимо провести объективное сравнение данных схем, используя в комплексе все факторы, влияющие на нагрузочную способность и определить область их практического применения в раскладчиках кабельных изделий.

Так как схема пустотельный вал-ролики из-за своих конструктивных недостатков малопригодна в кабельной технике, данную конструкцию рассматривать не будем.

Анализ схем вал-ролики и вал-кольца проведем по следующим критериям:

Габариты механизма. Во многих случаях практического использования валикокольцевых механизмов (раскладчики различных типов, механизмы кареток измерительных приборов и т.д.) габариты механизма стремятся уменьшить с целью снижения веса подвижных частей, а значит и уменьшения инерционных нагрузок, оказывающих влияние на погрешность выполняемого механизмом закона, особенно во время смены направления движения валикокольцевого механизма (реверс механизма).

Осевое усилие, передаваемое механизмом, которое прямопропорционально его нагрузочной способности.

Введем следующие обозначения:

r – радиус вала;

R – для схемы US это радиус наружного кольца шарикоподшипника (ролика), а для схемы BRD – радиус отверстия внутреннего кольца шарикоподшипника;

r1 – радиус скругления внутреннего кольца шарикоподшипника (радиус оливажа);

— угол поворота ролика или кольца.

Для облегчения сравнения введем относительные величины:

и

Сравнение ведем в следующих диапазонах:

Сравнение габаритов валикокольцевых механизмов

Оценим габариты одной из основных частей механизма – однорядного шарикоподшипника. Рассчитаем размер вдоль вала валикокольцевого механизма (величину С), занимаемой половиной шарикоподшипника при повороте его на угол . Из рис. 2 следует, что

С = С1 + С2 (1)

(2)

(3)

где

Рис. 2. К расчету габарита шарикоподшипника

После подстановки (2) и (3) в выражение (1) получим:

,

где

Рассчитаем теперь габариты валикокольцевого механизма по схеме вал-кольца:

Рис. 3. К расчету габарита схемы вал-кольца (BRD)

Примем R (рис. 3), тогда получим

(5)

(6)

(7)

Перемножая (6), (7) и (8) получим габарит занимаемый схемой вал-кольца:

(8)

Рассчитаем габарит схемы вал-ролики:

Рис. 4. К расчету габарита схемы вал-ролики (US)

(9)

(10)

Перемножив (9) и (10) получим габарит схемы вал-ролики:

(11)

Производим сравнение габаритов схем (8) и (11). Принимая r = 1 и отбрасывая в каждой зависимости одинаковые сомножители, получаем:

(12)

(13)

Задаваясь значениями a, вычисляем габарит механизмов, результаты вычисления сводим в табл. 1 и строим графики на рис. 5.

Таблица 1.

Вычисление габаритов схем валикокольцевых механизмов (ВКМ)

a
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	— — — — — — 216,72 242,88 270,48 299,52 330 361,92 395,28 430,08	25,12 30,40 36,17 42,45 49,24 56,52 60,35 64,31 68,39 72,60 76,93 81,39 85,97 90,68

Из табл. 1 и рис. 5 видим, что габарит схемы вал-кольца значительно выше, чем схемы вал-ролики.

Сравнение по осевому усилию, передаваемому механизмом

Максимальная сила прижима ролика или кольца к валу определяется по формуле:

кг (14) [ ]

где ,

Е1, Е2 – модуль упругости контактирующих тел.

Для стали Е = 2,12*106 кг/см2

— допустимая величина контактного напряжения смятия

— приведенный радиус кривизны

(15)

— величины, обратные радиусам главных кривизн в плоскостях I и II вала в точке касания;

— величины, обратные радиусам главных кривизн в плоскостях I и II ролика (кольца) в точке касания;

и — коэффициенты, являющиеся функциями эмпирических интегралов, определяемые по величине

(16)

где — угол между соответствующими плоскостями главных сечений обоих соприкасающихся тел ().

где — привиденный радиус кривизны при условии r = 1.

[]П и зависят от выбора материала контактирующих тел и являются величинами cons1, поэтому сравнивать схемы вал-колца и вал-ролики на максимальное усилие прижима будем по величине .

Рассчитаем приведенные радиусы кривизны для схем вал-кольца (BRD) по формуле (17):

при r = 1

(17)

Рассчитаем приведенные радиусы кривизны для схем вал-ролики (US) по формуле (18):

при r = 1

(18)

Значения для схем ВКМ сведем в табл. 2.

Таблица 2.

Единичные приведенные радиусы кривизны для схем BRD и US.

а
	b = 0.5	b = 1.0	b = 1.5	b = 2.0	b = 2.5	b = 3.0
0.50 0.60 0.70 0.80 0.90 1.00 1.05 1.10 1.15 1.20 1.25 1.30 1.35 1.40	— — — — — — 0.488 0.478 0.469 0.462 0.455 0.448 0.443 0.438	— — — — — — 0.955 0.917 0.885 0.857 0.833 0.813 0.794 0.778	— — — — — — 1.400 1.320 1.255 1.200 1.154 1.114 1.080 1.050	— — — — — — 1.826 1.692 1.586 1.500 1.429 1.368 1.317 1.273	— — — — — — 2.234 2.037 1.885 1.765 1.667 1.585 1.517 1.458	— — — — — — 2.625 2.357 2.156 2.000 1.875 1.773 1.688 1.615	0.333 0.375 0.412 0.444 0.474 0.500 0.512 0.524 0.535 0.546 0.556 0.565 0.574 0.583

Выведем по формуле (16) для относительных величи а и b для схем BRD и US.

Для схемы US:

(19)

Для схемы BRD:

(20)

Задаваясь значениями a, b и =В по формулам (19) и (20) вычислим значения для схем US и BRD, затем по значениям найдем коэффициенты и по таблицам 5, 6 и, наконец, найдем значения для схем ВКМ.

а) Зададимся = В = 00.

при = В = 00: = 1 и — неопределенность. Контакт линейный.

Для схем BRD формулу (20) упростим для данного случая = В = 00:

(21)

Знак «+» при ab > a+b

и «-» при ab < a+b

Значение рассчитываем для схемы BRD при = В = 00 по формуле (21) и сводим в табл. 3.

Таблица 3.

Значения при = В = 00

а	при = В = 00
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	0,9535 0,9130 0,8776 0,8462 0,8182 0,7931 0,7705 0,7500	0,9091 0,8333 0,7692 0,7143 0,6667 0,6250 0,5882 0,5556	0,8667 0,7600 0,6727 0,6000 0,5385 0,4857 0,4400 0,4000	0,8261 0,6923 0,5862 0,5000 0,4286 0,3684 0,3171 0,2727	0,7872 0,6296 0,5082 0,4118 0,3333 0,2683 0,2135 0,1667	0,7500 0,5714 0,4375 0,3333 0,2500 0,1818 0,1250 0,0769

По значениям находим по таблицам (5, 6) и сводим в табл. 4.

Таблица 4.

Значения при = В = 00

а	при = В = 00
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	1,655 1,465 1,370 1,311 1,269 1,239 1,215 1,197	1,452 1,291 1,214 1,169 1,137 1,115 1,095 1,084	1,347 1,206 1,141 1,102 1,079 1,062 1,050 1,039	1,281 1,153 1,094 1,067 1,047 1,033 1,024 1,018	1,233 1,117 1,069 1,042 1,027 1,017 1,010 1,006	1,197 1,089 1,049 1,027 1,014 1,007 1,004 1,002

Используя табл. 2 и 4 находим и сводим в табл. 5 и рис. 6

Таблица 5.

Значения при = В = 00

а	при = В = 00
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	1,080 0,718 0,566 0,481 0,423 0,382 0,352 0,329	2,792 1,809 1,401 1,173 1,020 0,916 0,828 0,771	4,790 3,056 2,340 1,927 1,673 1,486 1,350 1,237	7,009 4,388 3,294 2,733 2,344 2,063 1,862 1,710	9,355 5,783 4,341 3,524 3,010 2,643 2,371 2,164	11,818 7,175 5,366 4,333 3,665 3,210 2,884 2,624

а) Зададимся = В = 50.

По формулам (19) и (20) рассчитаем и при = В = 50. Значения сведем в табл. 6.

Таблица 6.

Значения и при = В = 50.

а	при = В = 50						при = В = 50
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	— — — — — — 0,9646 0,9240 0,8884 0,8569 0,8289 0,8037 0,7810 0,7605	— — — — — — 0,9383 0,8621 0,7976 0,7424 0,6946 0,6528 0,6159 0,5832	— — — — — — 0,9206 0,8130 0,7253 0,6524 0,5910 0,5386 0,4934 0,4542	— — — — — — 0,9108 0,7758 0,6696 0,5841 0,5141 0,4560 0,4073 0,3663	— — — — — — 0,9082 0,7493 0,6288 0,5350 0,4609 0,4016 0,3540 0,3159	— — — — — — 0,9120 0,7323 0,6011 0,5029 0,4284 0,3719 0,3295 0,2683	0,9966 0,9964 0,9963 0,9962 0,9962 0,9962 0,9962 0,9962 0,9962 0,9962 0,9962 0,9963 0,9963 0,9963

По значениям и из табл. 6 найдем выражения и сведем в табл. 7

Таблица 7.

Значения и при = В = 50.

а	при = В = 50.						при = В = 50
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	— — — — — — 1,746 1,504 1,395 1,329 1,285 1,251 1,226 1,207	— — — — — — 1,567 1,338 1,244 1,190 1,155 1,128 1,110 1,093	— — — — — — 1,492 1,263 1,177 1,128 1,097 1,079 1,065 1,053	— — — — — — 1,463 1,221 1,139 1,093 1,071 1,054 1,041 1,033	— — — — — — 1,450 1,196 1,117 1,078 1,055 1,040 1,031 1,024	— — — — — — 1,461 1,181 1,102 1,068 1,047 1,034 1,027 1,022	2,736 2,706 2,692 2,678 2,678 2,678 2,678 2,678 2,678 2,678 2,678 2,692 2,692 2,692

Используя табл. 2 и табл. 7 находим и и сводим в табл. 8 и рис. 7.

Таблица 8.

Значения при = В = 50.

Какая-то фигня, таблица перечеркнута (на стр. 48)

в) Зададимся = В = 100.

По формулам (19) и (20) рассчитаем и при = В = 100. Значения сведем в табл. 9.

Таблица 9.

Значения и при = В = 100.

а	при = В = 100.						при = В = 100
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	— — — — — — 0,9970 0,9560 0,9200 0,8881 0,8597 0,8343 0,8114 0,7907	— — — — — — — 0,9423 0,8765 0,8202 0,7715 0,7290 0,6917 0,6586	— — — — — — — 0,9533 0,8627 0,7877 0,7249 0,6715 0,6258 0,5862	— — — — — — — 0,9829 0,8714 0,7822 0,7097 0,6499 0,6001 0,5582	— — — — — — — — 0,8958 0,7955 0,7164 0,6530 0,6018 0,5600	— — — — — — — — 0,9360 0,8210 0,7369 0,6715 0,6201 0,5793	0,9865 0,9858 0,9853 0,9850 0,9849 0,9848 0,9848 0,9848 0,9849 0,9849 0,9850 0,9851 0,9851 0,9852

По значениям и из табл. 9 найдем выражения и сведем в табл. 10.

Таблица 10.

Значения и при = В = 100.

а	при = В = 100.						при = В = 100
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	— — — — — — 2,800 1,672 1,490 1,394 1,334 1,292 1,261 1,237	— — — — — — — 1,586 1,368 1,272 1,217 1,179 1,153 1,132	— — — — — — — 1,654 1,339 1,233 1,176 1,140 1,115 1,094	— — — — — — — 2,010 1,357 1,228 1,166 1,127 1,102 1,085	— — — — — — — — 1,416 1,241 1,171 1,129 1,103 1,086	— — — — — — — — 1,532 1,274 1,185 1,140 1,112 1,091	2,131 2,086 2,066 2,060 2,056 2,052 2,052 2,052 2,056 2,056 2,060 2,062 2,062 2,064

Пользуясь табл. 2 и табл. 10 находим и сводим в табл. 11 и рис. 8.

Таблица 11.

Значения при = В = 100.

а	при = В = 100
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	5,228 1,068 0,728 0,578 0,491 0,433 0,394 0,363	— 3,355 2,005 1,512 1,251 1,083 0,966 0,878	— 7,884 3,781 2,699 2,166 1,839 1,617 1,444	— 23,248 6,286 4,167 3,237 2,679 2,321 2,070	— — 10,088 5,954 4,462 3,615 3,088 2,723	— — 16,714 8,271 5,850 4,657 3,918 3,387

г) Зададимся = В = 150.

По формуле (19) рассчитаем при = В = 150, затем по значениям найдем и , наконец, .

Все эти данные сведем в табл. 12 и отобразим график при = В = 150 на рис. 6.

Таблица 12.

Значения , и при = В = 150

а	при = В = 150	при =В=150	при =В=150
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	0,9698 0,9681 0,9670 0,9664 0,9660 0,9659 0,9659 0,9660 0,9661 0,9662 0,9664 0,9665 0,9667 0,9669	1,801 1,785 1,770 1,765 1,761 1,760 1,760 1,761 1,762 1,763 1,765 1,766 1,767 1,769	0,648 0,800 0,941 1,084 1,227 1,363 1,429 1,499 1,566 1,634 1,700 1,758 1,818 1,882

ВСТАВИТ РИС. (стр. 54-55)

Усилие подачи PS зависит от силы прижима Р. При исполнении привода с тремя кольцами, средние кольца прижимается с силой Р, крайние – с силой Р/2 (лист 1, рис. 8), поэтому (формула 1)

,

где — коэффициент трения.

В схеме US усилие подачи может быть увеличено за счет увеличения количества роликов. Поэтому

(22)

где к – количество роликов,

— коэффициент трения.

Подставляя в формулу (1) и формулу (22) значение Р из формулы (14) и отбросив одинаковые сомножители из обоих получившихся выражений, получим при r = 1:

(23)

(24)

Используя табл. 5, табл. 8, табл. 11 и табл. 12 составим таблицы значений выражений и для различных углов = В и строим графики на рис. 11, 12, 13.

Таблица 13.

Значения при = В = 00

а	при = В = 00
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	2,160 1,436 1,132 0,962 0,846 0,764 0,704 0,658	5,584 3,618 2,802 2,346 2,040 1,832 1,656 1,542	9,580 6,112 4,680 3,854 3,346 2,972 2,700 2,474	14,018 8,776 6,588 5,466 4,688 4,126 3,724 3,420	18,710 11,566 8,682 7,048 6,020 5,286 4,742 4,328	23,636 14,350 10,732 8,666 7,330 6,420 5,768 5,248

Таблица 14.

Значения при = В = 50

а	при = В = 50
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	2,536 1,554 1,194 1,002 0,878 0,786 0,724 0,674	7,018 4,028 3,016 2,476 2,138 1,898 1,724 1,580	13,020 7,020 4,894 4,134 3,516 3,118 2,818 2,574	20,882 10,422 7,434 5,576 5,018 4,382 3,914 3,572	30,430 14,198 9,904 7,806 6,526 5,652 5,044 4,566	42,978 18,302 12,442 9,746 8,070 6,950 6,172 5,568

Таблица 15.

Значения при = В = 100

а	при = В = 100
	b = 0,5	b = 1,0	b = 1,5	b = 2,0	b = 2,5	b = 3,0
1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	10,456 2,136 1,456 1,156 0,982 0,866 0,778 0,726	— 6,710 4,010 3,024 2,502 2,166 1,932 1,756	— 15,768 7,562 5,398 4,332 3,678 3,234 2,888	— 46,496 12,572 8,334 6,474 5,358 4,642 4,140	— — 20,176 11,908 8,924 7,230 6,176 5,446	— — 33,428 16,542 11,700 9,314 7,836 6,774

Таблица 16.

Значения при = В = 50

а	при = В = 50
	k = 1	k = 2	k = 3	k = 4	k = 5	k = 6
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	2,271 2,786 3,311 3,786 4,315 4,801 5,035 5,273 5,497 5,726 5,937 6,228 6,428 6,631	4,542 5,572 6,622 7,572 8,630 9,602 10,070 10,546 10,994 11,452 11,874 12,456 12,856 13,262	6,813 8,358 9,933 11,358 12,945 14,403 15,105 15,819 16,491 17,178 17,811 18,684 19,284 19,893	9,084 11,144 13,244 15,144 17,260 19,204 20,140 21,092 21,988 22,904 23,748 24,912 25,712 26,524	11,355 13,930 16,555 18,930 21,575 24,005 25,175 26,365 27,485 28,630 29,685 31,140 32,140 33,155	13,626 16,716 19,866 22,716 25,890 28,806 30,210 31,638 32,982 34,356 35,622 37,368 38,568 39,786

Таблица 17.

Значения при = В = 100

а	при = В = 100
	k = 1	k = 2	k = 3	k = 4	k = 5	k = 6
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	1,073 1,276 1,497 1,723 1,953 2,160 2,265 2,372 2,488 2,591 2,702 2,799 2,889 2,989	2,146 2,552 2,994 3,446 3,906 4,320 4,530 4,744 4,976 5,182 5,404 5,598 5,778 5,978	3,219 3,828 4,491 5,169 5,859 6,480 6,795 7,116 7,464 7,773 8,106 8,397 8,667 8,967	4,292 5,104 5,988 6,892 7,812 8,640 9,060 9,488 9,952 10,364 10,808 11,196 11,556 11,956	5,365 6,380 7,485 8,615 9,765 10,800 11,325 11,860 12,440 12,955 13,510 13,995 14,445 14,945	6,438 7,656 8,982 10,338 11,718 12,960 13,590 14,232 14,928 15,546 16,212 16,794 17,334 17,934

Таблица 18.

Значения при = В = 150

а	при = В = 150
	k = 1	k = 2	k = 3	k = 4	k = 5	k = 6
0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20 1,25 1,30 1,35 1,40	0,648 0,800 0,941 1,084 1,227 1,363 1,429 1,499 1,566 1,634 1,700 1,758 1,818 1,882	1,296 1,600 1,882 2,168 2,454 2,726 2,858 2,998 3,132 3,268 3,400 3,516 3,636 3,764	1,944 2,400 2,823 3,252 3,681 4,089 4,287 4,497 4,698 4,902 5,100 5,274 5,454 5,646	2,592 3,200 3,764 4,336 4,908 5,452 5,716 5,996 6,264 6,536 6,800 7,032 7,272 7,528	3,240 4,000 4,705 5,420 6,135 6,815 7,145 7,495 7,830 8,170 8,500 8,790 9,090 9,410	3,888 4,800 5,646 6,504 7,362 8,178 8,574 8,994 9,396 9,804 10,200 10,548 10,908 11,292

Осевая нагрузка, передаваемая схемой US, как видно из вышеприведенного, может быть увеличена за счет увеличения количества роликов и за счет увеличения относительной величины a = R/r.

Рассмотрим, выигрышно ли с точки зрения увеличения передаваемой осевой силы увеличение количества роликов за счет уменьшения a = R/r.

Определим максимальное значение a = R/r при заданном количестве роликов.

Рис. 9. Максимальное заполнение габарита ВКМ роликами.

АО = R + r

Из треугольника ОСА имеем

Домножим числитель и знаменатель на один и тот же член 1/2r, получим:

, т.к. , то

Домножим числитель и знаменатель правой части на один и тот же множитель а.

(25)

По значению из формулы (25) найдем по формуле (19) , затем , и наконец , найдем также по формуле (13) и все данные сведем в табл. 19 и рис. 10.

Таблица 19.

k			при =В=150	при =В=150	при =В=150	при =В=150
2 3 4 5 6 7 8	6,46 2,41 1,43 1,00 0,785 0,611	— 0,866 0,707 0,588 0,500 0,434 0,383	— 0,9843 0,9718 0,9670 0,9659 0,9664 0,9679	— 2,036 1,826 1,774 1,764 1,769 1,783	— 6,329 3,043 1,917 1,363	— 18,988 12,173 9,586 8,178	— 1216,85 212,72 93,57 56,52

Добавить рис. На стр.64-66

Из табл. 19 и рис. 10 видим, что для схемы US увеличение количества роликов за счет уменьшения их диаметров (т.е. уменьшения a = R/r) уменьшает осевую силу, развиваемую механизмом, но в то же время значительно уменьшает и габариты механизма. Также замечаем, что для k = 6 =1,00, значит для однорядного расположения роликов при k = 6 a = R/r должно быть меньше 1.

Рассмотрим работу валикокольцевых механизмов раскладки при максимальном рассматриваемом нами угле поворота В = 150. Максимальное усилие прижима должно быть рассчитано при минимальной нагрузочной способности механизма, т.к. во время работы угол В изменяе6тся при реверсе механизма от максимального В = 150 до минимального В = 00 и снова до максимального В = 150, но уже в противоположную сторону.

Минимальная нагрузочная способность ВКМ по схеме вал-ролики (US) при угле В = 150, а по схеме вал-кольца (BRD) при угле В = 00, поэтому усилие прижима роликов или колец к валу должно рассчитываться при этих углах. А значит и сравнение механизмов по передаваемой осевой силе нужно проводить при этих углах, т.е. при = В = 150 для схемы US. Сравнение по осувой силе, передаваемой ВКМ ведем по выражениям .

Выводы

При увеличении относительной величины a = R/r нагрузочная способность, а значит и осевое усилие, которое может передать механизм, у схемы вал-ролики (US) возрастает, а у схемы вал-кольца (BRD) убывает.

Относительная величина оказывает значительное влияние на нагрузочную способность схемы вал-кольца (BRD). При увеличении осевое усилие, которое может передать механизм, возрастает и возрастает тем сильнее, чем меньеш a = R/r.

С увеличением угла разворота В нагрузочная способность схемы вал-ролики (US) убывает, а схемы вал-кольца (BRD) возрастает. Минимальная нагрузочная способность схемы US при В = 150, схемы BRD при В = 00.

Сравнение схем по нагрузочной способности нужно вести при минимальной нагрузочной способности, т.е. при В = 150 для схемы US и В = 00 для схемы BRD.

Увеличение количества роликов для схемы US увеличивает нагрузочную способность и при большом количестве роликов k схема US может конкурировать по нагрузочной способности со схемой BRD. Но увеличение количества роликов значительно усложняет конструкцию механизма и может привести к появлению нежелательных напряжений в опорах вала, поэтому применение большого количества роликов нецелесообразно.

Увеличение количества роликов за счет уменьшения их диаметров при максимальном заполнении габарита уменьшает нагрузочную способность схемы US.

С увеличением для схемы BRD максимальный угол разворота B’ уменьшается.

Габарит схемы US значительно меньше, чем схемы BRD при одинаковом a = R/r.

Сравнивая схему US с одним роликом и схему BRD с тремя кольцами при минимальной нагрузочной способности, т.е. при В = 150 для US и В = 00 для BRD, замечаем:

если b = 0,5 для BRD, то при a > 1,09 осевое усилие, передаваемое схемой US выше, чем схемой BRD, при a <= 1,09 осевое усилие, передаваемое схемой BRD выше, чем схемой US.

если b = 1,0 для BRD, то при a > 1,31 осевое усилие, которое может передать механизм, схемы US больше, чем схемы BRD, при a <= 1,31 осевое усилие, которое может передать механизм, схемы BRD больше, чем схемы US.

если b => 1,5 для BRD осевое усилие, которое может передать механизм, схемы BRD выше, чем схемы US при всех сравниваемых значениях a = R/r.

Используя данные выводы можно дать некоторые рекомендации по выбору механизма, имеющие практическое значение:

Если определяющим фактором выбора механизма является габарит, то следует выбрать схему вал-ролик (US).

Ели габарит механизма не играет решающую роль, а определяющим фактором выбора механизма является возможно большее осевое усилие, которое может передать механизм, то следует выбрать схему вал-кольца (BRD).

2.3. Синтез валикокольцевого механизма по схеме вал-кольца (BRD)

Рассмотрим выбор геометрического параметра из условий:

а) максимальной нагрузочной способности;

б) выполнения заданного закона перемещения. [ ]

а) Выбор геометрического параметра из условия максимальной нагрузочной способности.

На основании формулы (14) определим величину как:

для r = 1

Обозначим , тогда

На рис. 14 строим график , затем график , где , М1- масштаб .

И по этим двум графикам строим зависимость

Радиус вала r берем в интервале см.

Получаем область выбора геометрического параметра в зависимости от r и А = R/r.

в) Выбор геометрического параметра из условия выполнения заданного закона перемещения.

Диапазон работы ВКМ определяется величиной аналога скорости механизма, равного [ ]

Если задан радиус вала r, то для того, чтобы кольца ВКМ могли повернуться на угол, равный

(26)

необходимо определенное соотношение R, r и r1. Для различных значений R, r и r1 существует определенное значение угла поворота кольца B’, определяемое величинами А = R/r, , до которого касание кольца и вала происходит в точке. Дальнейшее увеличение угла В ведет к тому, что контакт между телами происходит в двух точках. При этом существует некоторое предельное значение угла Впред, которое будет максимальным для данных R, r и r1.

Начиная с B’ дальнейшее увеличение угла В требует резкого увеличения момента МД, затрачиваемого на преодоление момента от сил трения кольца о вал и действия силы Р.

Угол недопустим при работе механизма раскладки.

Значение угла B’ может быть найдено по формуле (27):

(27)

Необходимый угол разворота колец для сомкнутой намотки:

(28)

где ,

ib-k – передаточное отношение от вала раскладчика к катушке;

d – диаметр кабеля;

r – радиус вала раскладчика.

Передаточное отношение от вала раскладчика к катушке для изолировочной машины фирмы «Круп» на 32 бумажных ленты:

, тогда

Теперь строим на осях и на рис. 15 зависимость Ф. Угол наклона прямой к оси найдем следующим образом:

(29)

где — масштаб ;

— масштаб tgB’.

На рис. 15 строим также графики ,

Задаваясь значением d – диаметра кабеля ( в нашем случае d = 5 см) мы можем построить график зависимости .

На основании графиков с рис. 14 и рис. 15 строим совмещенный график на рис. 16.

Получили семейство кривых . Точка пересечения кривых с одним и тем же значением «a» дает нам минимальное значение r для выполнения обоих условий:

а) максимальной нагрузочной способности;

б) выполнения заданного закона перемещения

при конкретном диаметре кабеля d = 5 см. А заштрихованная область есть зона выбора возможных значений r и b.

Аналогично можно провести выбор и для других значений d – диаметра кабеля.

Задаваясь максимальным диаметром кабеля dMAX, который будет изготавливаться на машине, можно получить минимальное и макисмальное значения для выполнения обоих условий. Выбирать конкретное значение b из предполагаемого диапазона следует из максимальных значений, т.к. выполнение заданного закона будет обеспечено, а нагрузочная способность будет иметь коэффициент запаса сцепления на случай возможных перегрузок и механизм будет гарантирован от пробуксовок.

Таким образом, получено совместное решение двух поставленных задач о выборе относительной величины b, что имеет не только теоретическое, но и практическое значение.

III. Технологическая часть

3.1. Описание конструкции и назначения детали. Техконтроль технологичности конструкции.

Деталь – шарикоподшипник № 111 изготовляется из стали ШХ 15 и используется в механизме раскладки.

Механизм раскладки предназначен для равномерной рядовой укладки кабеля или его элементов вдоль приемного барабана.

В последнее время для раскладки используют валикокольцевые механизмы. Ведущая каретка валикокольцевого механизма может иметь вертикальное или горизонтальное расположение, внутри ее проходит гладкий вал. На этом валу и находится разрабатываемая деталь – шарикоподшипник № 111 со специально обработанным внутренним кольцом. Подшипник в процессе работы прижимается к гладкому валу с усилием Р и может поворачиваться на некоторый угол b.

Деталь изготовлена из дорогой, дефицитной стали ШХ 15, твердость которой HRC 61…65. Сталь ШХ 15 – материал труднообрабатываемый.

Для обработки используют следующие инструменты: резцы с пластинками из керамики на основе нитрида кремния с покрытием.

Деталь имеет сложную геометрическую форму (наличие фасонной поверхности, в дальнейшем «оливаж»). Деталь может быть обработана при использовании одного специального приспособления. В целом конструкция детали технологична. Базирование детали производим по наружному кольцу и по торцу. Основное значение для служебного назначения детали имеет поверхность оливажа.

3.2. Определение типа производства. Расчет количества деталей в партии.

Исходные данные:

Годовая программа изделий N = 11 000 шт.

Режим работы предприятия – 2 смены

Действительный годовой фонд времени работы оборудования Fд=4029 ч. [ ]

Такт выпуска деталей:

мин./шт (30)

Коэффициент серийности:

(31)

(32)

Длительность операций определяем на основе прикидочных расчетов [ ]

Токарная:

То=2*0,18*593,9*6,5*10-3 = 0,14 мин.

Тш-к=2,14*0,14 = 0,3 мин.

Шлифовальная:

То=1,8*57*6*10-3 = 0,615 мин.

Тш-к=2,1*0,615=1,293 мин.

Выглаживающая:

То=0,18*57*5,9*10-3 = 0,061 мин.

Тш-к=2,14*0,061 = 0,131 мин.

=0,575 мин.

По формуле (31):

Производство – мелкосерийное.

Количество деталей в партии:

шт. (33)

где а – периодичность запуска-выпуска изделий

Скорректируем количество деталей в партии:

= 1 смена

шт.

Принимаем n = 662 шт.

3.3. Технико-экономический расчет маршрута обработки.

Маршрут обработки:

Выбор баз: наружная поверхность и торец.

Операция 005. Токарная. За один установ обрабатывается конус под углом 200 с одной стороны. За второй установ обрабатывается конус под углом 200 с другой стороны. Для того, чтобы обработка проходила за 1 проход применяем широкие резцы.

Операция 010. Шлифовальная. Сфера обрабатывается фасонным шлифовальным кругом методом врезания на внутришлифовальном станке. Использование фасонного круга позволяет получить требуемую точность обработки и шероховатость.

Операция 015. Выглаживающая. Выглаживание уменьшает шероховатость поверхности, точность остается прежней. Используем приспособление для внутреннего выглаживания.

Операция 020. Слесарная. Обрабатываем острые кромки, получившиеся на токарной операции.

Операция 025. Промывочная. Деталь моем в моечном растворе в моечной машине конвейерного типа.

Операция 030. Контрольная. Используется специальное контрольное приспособление.

Рассмотрим у какого варианта сумма текущих и приведенных затрат на единицу продукции будет меньше.

(34)

Токарная операция:

Ст.ф. =– рабочий V разряда

Сз. = руб./час

=

Шлифовальная

Выглаживающая

Технологическая себестоимость обработки:

Поэтому разрабатываемый техпроцесс экономически более выгоден.

Экономический эффект на программу выпуска:

3.4. Специальная часть. Выглаживание.

Заданные геометрические и физические параметры качества поверхности детали могут обеспечиваться с помощью разных методов упрочняюще – отделочной и упрочняющей обработки:

механические (алмазное выглаживание, обкатывание, шариками или роликами, дробеструйная обработка, виброгалтовка и др.),

термические (закалка ТВЧ, газопламенная закалка и др.),

термохимические (цементация, азотирование и др.),

электрохимические (хромирование, борирование и др.).

Упрочняюще-отделочная обработка наряду упрочнением металла поверхностного слоя обеспечивает благоприятный для эксплуатации рельеф поверхности детали.

Методы упрочняюще-отделочной обработки основаны на поверхностном пластическом деформировании, в результате которого изменяются микроструктура и физико-механические свойства металла поверхностного слоя. Это сопровождается повышением его твердости, прочности, а также формированием в поверхностном слое металла остаточных напряжений сжатия. Кроме того, изменяются геометрические характеристики рельефа поверхности, обуславливающие увеличение площади опорной поверхности, обуславливающие увеличение площади опорной поверхности. В итоге повышаются эксплуатационные свойства деталей: износостойкость, усталостная прочность и др.

Наиболее простым и эффективным методом упрочняюще-отделочной обработки является алмазное выглаживание. Особенностью этого метода является применение алмаза (природного или синтетического) и реже-твердого сплава в качестве формирующего элемента. Благодаря ряду преимуществ алмаза перед другими инструментальными материалами (высокие твердость и теплопроводность, низкий коэффициент трения по металлу и др.) алмазное выглаживание применимо для обработки большинства металлов и сплавов, в том числе и закаленных до твердости HRC 61…65.

Алмазное выглаживание можно рассматривать как процесс возникновения и развития физических явлений, происходящих в контактной зоне, и как технологический метод. Соответственно различают параметры процесса и технологические параметры.

Основным параметром процесса выглаживания, влияющим на качество поверхности детали, стойкости инструмента и производительности обработки являются:

давление в контакте инструмента с заготовкой;

площадь контакта;

кратность нагружения каждого участка поверхности заготовки в процессе выглаживания;

скорость деформирования;

трение между инструментом и заготовкой;

температура в контакте.

При правильно заданных и обеспеченных параметрах деталь приобретает высокие эксплуатационные свойства.

Параметры процесса взаимосвязаны, а также зависят от физико-механических свойств материала заготовки и инструмента и технологических параметров метода:

формы и размера рабочей части инструмента;

силы выглаживания;

подачи;

скорости выглаживания;

смазочных и охлаждающих средств, применяемых при выглаживании.

Выберем технологические параметры:

Форма и размеры рабочей части алмаза влияют почти на все параметры процесса выглаживания (за исключением скорости деформирования). Инструменты при алмазном выглаживании применяются с различной формой рабочей части алмаза (сферической, торовой, конической). Сферическая форма наиболее универсальна, так как позволяет обрабатывать наружные и внутренние поверхности вращения, а также плоские поверхности. Недостаток сферической формы рабочей части выглаживателя – необходимость точной установки выглаживателя на станке и меньшая стойкость по сравнению с выглаживателями других типов. Наиболее распространена и нормализована сферическая форма с размерами радиуса R = 0,5…4,0 мм. При увеличении радиуса исходные поверхности сглаживаются в меньшей степени из-за уменьшения глубины внедрения выглаживателя.

В зависимости от физико-механических свойств обрабатываемого материала и заданных параметров качества поверхности детали выбираем сферическую форму рабочей части алмазного выглаживателя с размером радиуса R = 0,5…1,5 мм.

Те же параметры процесса зависят от другого технологического параметра – силы выглаживания Р. величина назначаемой силы связана с обеспечением заданного качества поверхности детали при допустимой стойкости инструмента и обусловлена физико-механическими свойствами металла, формой и радиусом рабочей части инструмента. Наиболее приемлемый диапазон Р = 5…25 кгс. Слишком малая величина силы не обеспечивает достаточного деформирования обрабатываемого материала заготовки из-за малой величины контактного давления. Превышение верхнего предела приводит к возникновению в контактной зоне высокого давления, что вызывает падение стойкости инструмента и ухудшение качества обрабатываемой поверхности. Шероховатость поверхности в наибольшей степени зависти от силы выглаживания. Вначале увеличение силы уменьшает высоту исходных неровностей вплоть до их полного сглаживания и образования нового рельефа с минимальной величиной неровностей. Дальнейшее увеличение силы приводит к возрастанию высоты неровностей в связи с ростом пластических искажений рельефа и частичным разрушением обрабатываемой поверхности (микротрещины, отслоение металла и др.)

С этой точки зрения и учитывая физико-механические свойства обрабатываемого материала выбираем силу выглаживания Р = 15 кгс.

Подача при выглаживании – технологический параметр, влияющий на кратность приложения нагрузки, а также на производительность обработки. Для алмазного выглаживания характерны малые величины подачи: S = 0,02…0,10 мм/об. При подачах свыше верхнего предела на поверхности остаются необработанные участки, при чрезмерно малых подачах происходит усталостное разрушение металла заготовки.

Для стали ШХ 15 выбираем подачу S = 0,08 мм/об для обеспечения выглаживания.

Скорость выглаживания определяет такие параметры процесса как скорость деформирования, температура выглаживания, трение и давление в контакте. С увеличением скорости температура выглаживания растет и при значениях > 200 м/мин может подниматься выше 6000С, что сопровождается повышенным износом алмаза.

Применение смазочно-охлаждающих средств при алмазном выглаживании сравнительно малоэффективно вследствие выдавливания их из контакта инструмента с заготовкой. Наилучшим образом зарекомендовали себя индустриальные масла и консистентные смазки (ЦИАТИМ, солидол).

Рекомендации на выглаживание сферы радиусом R300,02 из материала – сталь ШХ 15.

Сферическая форма рабочей части алмазного выглаживателя с радиусом R = 1,5 мм.

Сила выглаживания Р = 15 кгс

Подача S = 0,08 мм/об

Скорость выглаживания n = 100 об/мин., V = 172,7 м/мин.

Смазочно-охлаждающие средства – солидол или ЦИАТИМ.

3.5. Расчет припусков.

Расчет припусков на механическую обработку выполняем расчетно-аналитическим методом.

Подшипник отнесем к классу дисков и колец.

()

Таблица 20.

К расчету припусков.

Технологические операции	Элементы припуска, мкм				Расчетный припуск, 2zmin, мкм	Расчетный размер, dр, мм	Допуск, , мкм	Предельный размер, мм		Предельные значения припуска, мкм
	Rz	Т						dmin	dmax	2zminпр	2zmaxпр
Заготовка Ж Токарная	0,8 50	50	17 1	33	2*39	55,282 55,36	16 200	54,986 55,16	55,002 55,36	174	358
Заготовка Ж Шлифовальная чистовая	0,8 2,5	5	17 0,68	33	2*39	54,952 55,03	16 30	54,986 55,00	55,002 55,03	14	28

Суммарное значение пространственных отклонений для заготовки [ ]:

=17 мкм

— допуск на цилиндричность

— радиальный зазор [ ]

Остаточные пространственные отклонения на обработанных поверхностях, имевших исходные отклонения, являются следствием копирования погрешностей при обработке. Для из определения можно воспользоваться эмпирической формулой:

(35)

где kу – коэффициент уточнения формы

после токарной обработки:

мкм

после шлифования:

мкм

Погрешность установки :

(36)

— погрешность базирования,

— погрешность закрепления,

— погрешность положения заготовки в приспособлении.

а) Погрешность базирования:

При установке на охватывающую поверхность равна наибольшему зазору между базой и установочной поверхностью:

(37)

где — максимальный предельный размер установочного элемента приспособления,

— наименьший предельный размер наружного кольца подшипника

По формуле (37) получим:

= 90,015 — 89,985 = 0,030 мм = 30 мкм

б) Погрешность закрепления:

В данном случае возникает за счет биения внутреннего кольца подшипника.

= 12 мкм [ ]

в) Погрешность положения в приспособлении:

(38)

— погрешность изготовления отдельных деталей приспособления,

— погрешности, обусловленные наличием зазоров при посадке заготовок на установочные элементы приспособления, = 0,

— погрешность установки приспособления на станке из-за неточности изготовления посадочных мест деталей приспособления, = 0,

— погрешность износа деталей приспособления. В расчетах не учитываем, = 0.

Технологические возможности изготовления приспособлений в современных инструментальных ценах обеспечивают выдерживание составляющей в пределах 0,01…0,005 мм.

Примем =0,01 мм => =0,01 мм

По формуле (36):

мм = 33 мкм

Расчетные минимальные припуски на обработку определяем как:

(39)

Для токарной операции:

= 2* 39 мкм

Для шлифовальной операции:

= 2* 39 мкм

Для токарной операции:

Расчетный размер заготовки:

= 55,36 – 2*0,039 = 55,282 мм

= 55,3 – 0,2 = 55,1 мм

В нашем случае:

=55,36 – 55,002 = 0,358 мм

=55,16 – 54,986 = 0,174 мм

Проверка правильности расчетов:

—=

—= 358 – 174 = 184 мкм

= 200 – 16 = 184 мкм

184 = 184

Общий номинальный припуск:

=358 + 2 – 200 = 160 мкм

ДАБАВИТЬ РИС. 17 на СТР. 98

Для шлифовальной операции:

Для конечного перехода в графу «расчетный размер» записываем наибольший предельный размер детали по чертежу (часть допуска отдаем на выглаживание)

dр = 55,03 мм

Расчетный размер заготовки:

=55,03 – 0,078 = 54,952 мм

= 55,03 – 0,03 = 55 мм

28 мкм

14 мкм

Проверка правильности расчетов:

—=

—= 28 – 14 = 14 мкм

= 30 – 16 = 14 мкм

14 = 14

Общий номинальный припуск:

=28 + 2 – 30 = 0

ДАБАВИТЬ РИС. 18 на СТР. 99

3.6. Расчет элементов режима резания и основного времени

Токарная операция

Длина рабочего хода суппорта

(40)

где — длина резания,

у – подвод, врезание и перебег инструмента,

— дополнительная длина хода

у = 5 мм [15, с.300]

6,5 + 5 = 11,5 мм

Подача суппорта на оборот шпинделя:

S0 = 0,3 мм/об [15, с.23] – при использовании широких резцов

Стойкость инструмента:

(41)

Тм = 50 мин

= 0,565 [15, с.27]

50 * 0,565 = 28,25 мин

Расчет скорости резания

[15, с.29] (42)

При использовании широких резцов

Vтабл = 65 м/мин [15, с.31]

к1 = 0,45 [15, с.32]

к2 = 2,0 [15, с.33]

к3 =0,85 [15, с.34]

V = 65 * 0,45 * 2,0 * 0,85 = 49,725 м/мин.

Расчет рекомендуемого числа оборотов шпинделя станка

= 263,93 об/мин.

Уточняем число оборотов шпинделя по паспорту станка.

Принимаем n = 250 об/мин.

Уточняем скорость резания:

=47,1 м/мин

Расчет основного машинного времени обработки

=0,306 мин

Расчет сил резания

(43)

=75 кг [15, с.35]

к1 = 0,8

к2 = 1,1

= 75 * 0,8 * 1,1 = 66 кг

Расчет мощности резания

(44)

= 0,2 кВт [15, с.72]

=2,3 (сталь ШХ 15, НВ 200)

= 0,509 кВт

Потребная мощность электродвигателя станка:

(45)

ч = 0,80…0,85 [9, с.95]

= 0,6 кВт

Фактическая мощность станка N = 4 кВт. Станок обеспечивает требуемую мощность.

Шлифовальная операция

Выбор характеристики круга [17, с.222]

Для получения шероховатости поверхности 7-го класса и при HRC < 50 круг 24А25НС17К1 фасонный.

Определение размеров шлифования круга

[17, с.222]

40 мм

Расчет числа оборотов круга

Принимаем скорость круга V = 30 м/с

=14 331,21 об/мин

По паспарту станка принимаем

12 600 об/мин

Уточняем скорость круга по принятым оборотам:

=26,4 м/сек

Определение частоты вращения изделия

300 об/мин [17, с.224]

Определение поперечной подачи

0,3 мм/мин

Определение основного времени

=0,0467 мин.

Определение эффективной мощности при врезном шлифовании

, кВт

=0,36

r = 0,35

у = 0,4

q = 0.3

z = 0

=0.835 кВт

где =1,413 м/мин

Потребная мощность электродвигателя

=0,98 кВт

Фактическая мощность станка N = 3 кВт.

Станок обеспечивает требуемую мощность.

Алмазное выглаживание

Расчет длины рабочего хода

6 + 1 = 7 мм

Выбор радиуса рабочей поверхности алмазного инструмента

Для стали ШХ 15 рекомендуется R = 1,5 мм

Назначение усилия выглаживания

Р = 15 кг

Назначение подачи на оборот шпинделя

Принимаем S0 = 0,08 мм/об

Назначение скорости выглаживания

Принимаем V = 200 м/мин

=1158 об/мин

Принимаем n = 1 000 об/мин по паспорту станка

Скорректированная скорость:

=172,7 м/мин

Расчет основного машинного времени обработки:

=0,088 мин

3.7. Расчет технической нормы времени

Для шлифовальной:

Для токарной и выглаживающей:

где Тп-з – подготовительно-заключительное время

n – количество деталей в партии

То – основное время

Ту.с. – время на установку и снятие детали,

Тз.о. – время на закрепление и открепление детали,

Туп. – время на измерение детали,

Тоб. – время на обслуживание рабочего места,

Ттех. – время на техническое обслуживание рабочего места,

Торг. – время на организационное обслуживание рабочего места,

п – размер партии, п = 662 шт.

Составляющие штучно-калькуляционного времени определены по [18].

Результаты сведены в табл. 21.

Таблица 21.

Технические нормы времени по операции

Нормирование операции	То	Тв			Топ	Тоб		Тот	Тшт	Тп-з	n	Тш-к
		Ту.с. + Тз.о.	Туп	Тиз		Ттех	Торг
Токарная	0,306	0,726	0,4	0,44	1,872	0,008	0,022	0,094	1,996	12	66	2,01
Шлифовальная	0,0467	0,363	0,18	0,351	0,94	0,0176	0,0176	0,0176	0,975	11	66	0,99
Выглаживающая	0,088	0,363	0,17	0,12	0,741	0,002	0,007	0,031	0,781	12	662	0,799

3.8. Расчет технологической операции на точность

Операция получения сферы.

Заданная точность обработки будет обеспечена в том случае, если погрешности, возникающие при обработке детали не превысят допускаемых отклонений, т.е. если , где

— суммарная погрешность для каждого выдерживаемого размера,

— допускаемое отклонение выполняемого размера.

(46)

где — погрешность установки детали в приспособлении,

— погрешность настройки станка,

— погрешность обработки,

= 0,033 мм (подробнее расчет погрешности установки см. в расчете припусков).

Используем динамическую настройку станка.

Погрешность динамической настройки:

— смещение центра группирования размеров пробных деталей относительно середины поля рассеивания размеров.

,

где m – количество пробных деталей.

По [10, с.126] =12 мкм

По [10, с.128] = 4 мкм

По [10, с.129] = 6 мкм

=9 мкм

Погрешность обработки является функцией большого числа факторов. Рассчитать погрешность обработки затруднительно, поэтому при выполнении проектно-точностных расчетов величина этой погрешности принимается как некоторая часть средней экономической точности обработки .

к2 = 0,5

= 30

=15 мкм

= 33 + 9 + 15 = 57 мкм

57 < 60

Следовательно, точность обработки будет обеспечена.

3.9. Необходимое количество оборудования по операциям, коэффициенты его загрузки, использование по основному времени и по мощности

Такт выпуска изделия:

= 0,719 мин/шт

Расчеты сведем в табл. 22.

Таблица 22.

К расчету количества оборудования

Операции	Тш-к	То	mр	mпр	Чз	Чо	Nпр	Nст	Чм
Токарная	2,014	0,306	2,80	3	0,93	0,15	0,6	4	0,15
Шлифовальная	0,992	0,0467	1,38	2	0,69	0,05	0,98	3	0,33
Выглаживающая	0,799	0,088	1,11	2	0,56	0,11	—	4	—

Чз. ср = 0,73

Чо. ср = 0,10

Чм. ср = 0,24

3.10. Окончательный расчет себестоимости детали

Операция 005. Токарная

Станок 1Е61М.

Сп-з = 183,516 руб/час (см. технико-экономическое обоснование выбранного маршрута обработки).

Тш-к = 2,014 мин.

Операция 010. Шлифовальная.

Станок 3А227.

Сп-з = 235,883 руб/час

Тш-к = 0,992 мин.

Операция 015. Выглаживающая.

Станок 1Е61М

Сп-з = 183,516 руб/час

Тш-к = 0,799 мин.

Себестоимость детали:

С =

Экономический эффект на программу выпуска:

IV. Экономическая часть

4.1. Введение

При работе механизма раскладки по схеме вал-ролики (US) наблюдается так называемое геометрическое скольжение в точках контакта из-за некоторого линейного контакта роликов и вала, которое уменьшается по мере увеличения угла разворота В роликов. Геометрическое скольжение ограничивает частоту вращения вала раскладчика, а значит и рабочую скорость движения кабеля из-за повышенного износа контактирующих частей и нагрева деталей передачи. Геометрическое скольжение вызывает также частичную потерю передаваемой мощности.

Замена механизма раскладки по схеме вал-ролики механизмом по схеме вал-кольца позволяет увеличить частоту вращения вала раскладчика, а значит и рабочую скорость движения кабеля, т.к. контакт в точках соприкосновения колец и вала точечный, что практически исключает геометрическое скольжение.

Таким образом, рабочая скорость движения кабеля при использовании раскладчика по схеме вал-ролики может быть повышена до при использовании раскладчика по схеме вал-кольца.

4.2. Исходные данные

Жила кабеля – сечение 95 мм2, 10 кВ;

Стоимость жилы кабеля – 40 000 руб. км

Фактическая скорость движения жилы:

при использовании раскладчика по схеме вал-ролики — ;

при использовании раскладчика по схеме вал-кольца — .

Ручное время на 1 км жилы – 78,48 мин.

Стоимость раскладчика по схеме вал-ролики – 42 160 руб.;

Стоимость раскладчика по схеме вал-кольца – 64 294 руб.

4.3. Калькуляция технологической себестоимости изделия

Годовая программа выпуска изделия

Определим годовую программу выпуска изделия по двум вариантам: при использовании раскладчика по схеме вал-ролики (US) и при использовании раскладчика по схеме вал-кольца (BRD).

(№ формулы)

— эффективный фонд времени в год при трехмерной работе =5 730 час;

— выпуск продукции в час;

,

где В – норма выработки в смену;

,

где — эффективный фонд времени в смену, =480 мин.

tШТ – штучное время на 1 км. изделия,

При использовании раскладчика по схеме вал-ролики (US):

мин.

мин.

Норма выработки в смену:

км

км

км

При использовании раскладчика по схеме вал-кольца (BRD):

мин.

мин.

Норма выработки в смену:

км

км

км

Амортизация оборудования

Амортизация оборудования на 1 км изделия:

(№ формулы)

ЦМ – оптовая цена машины, руб.

КТ.З. – коэффициент, учитывающий транспортные расходы, КТ.З. = 1,08

КМ — коэффициент, учитывающий затраты на монтаж, КМ = 1,1

Кф — коэффициент, учитывающий затраты на фундамент, Кф = 1,01

Nb – норма амортизации на восстановление, Nb = 15%

Вгод – годовой выпуск продукции

=3,9624 руб/км

=5,4687 руб/км

Затраты на силовую энергию

, (№ формулы)

где ЦЭ – стоимость 1 кВт*ч, ЦЭ =0,62 руб.

Nу – мощность установленного двигателя, Nу = 22 кВт

КМ – коэффициент загрузки по мощности, КМ = 0,9

КВР – коэффициент загрузки по времени, КВР = 0,85

КОД – коэффициент одновременности, КОД = 1

КW – коэффициент, учитывающий потери электроэнергии в сети, КW = 1,05

Ч — КПД электродвигателя, Ч = 0,75

tМАШ – машинное время на 1 км изделия

=14,6084*1,6835=24,5932 руб/км

=14,6084*1,4005=20,4591 руб/км

Заработная плата основным рабочим

(№ формулы)

Счас – часовая тарифная ставка изолировщика, Счас = 25 руб.

Кд – коэффициент доплаты, Кд = 1,55

tШТ – штучное время на 1 км. изделия

= 115,92 руб./км

= 104.95 руб./км

Топливо и энергия на технические нужды

, (№ формулы)

где

Счас – часовая тарифная ставка изолировщика, Счас = 25 руб.

tШТ – штучное время на 1 км. изделия

— величина расходов на топливо и энергия на технические нужды, = 102,88 %

= 0,7694руб./км

= 0,6966руб./км

Ремонт, содержание и эксплуатация оборудования

, (№ формулы)

где

Счас – часовая тарифная ставка изолировщика, Счас = 25 руб.

tШТ – штучное время на 1 км. изделия

— величина расходов на ремонт, содержание и эксплуатацию оборудования, = 425,27 %

= 3,1804 руб./км

= 2,8796 руб./км

Общецеховые затраты

, (№ формулы)

где

Счас – часовая тарифная ставка изолировщика, Счас = 25 руб.

tШТ – штучное время на 1 км. изделия

— величина общецеховых затрат, = 155,19 %

= 1,1606 руб./км

= 1,0508 руб./км

Общезаводские затраты

, (№ формулы)

где

Счас – часовая тарифная ставка изолировщика, Счас = 25 руб.

tШТ – штучное время на 1 км. изделия

— величина общезаводских затрат, = 193,7 %

= 1,4486 руб./км

= 1,3116 руб./км

Определение технологической себестоимости изделия и экономический эффект от внедрения другого механизма раскладки

= 3,9624 + 24,5932 + 115,92 + 0,7694 + 3,18404 + 1,1606 + 1,4486 = 151,03824 руб./км

= 5,4687 + 20,4591 + 104,95 + 0,6966 + 2,8796 + 1,0508+ 1,3116 = 136,8164 руб./км

Годовой экономический эффект:

= (151,03824 – 136,8164)*2116 – 0,15 (64294 – 42 160) = 30093,41344- 3320,1 = 26773,3134 руб.

Прибыль от выпуска дополнительной продукции:

=(2116-1915)*40 000 * 12/100 = 964 800 руб.

Общий экономический эффект от замены раскладчика по схеме вал-ролики раскладчиком по схеме вал-кольца:

= 964 800 + 26773,3134 = 991573,3134 руб.

Срок окупаемости:

= 0,73 года

Таким образом, применение раскладчика по схеме вал-кольца для раскладки жилы кабеля «95-10 скрученный комбинированный» экономически более целесообразно, чем раскладчика по схеме вал-ролики.

V. ОХРАНА ТРУДА

5.1. Анализ вредных и опасных производственных факторов.

В соответствии с ГОСТ 12.0.003-74 вредные и опасные производственные факторы подразделяются по своему действию на следующие группы: физические, химические, биологические, психофизические.

5.1.1. Физически опасными и вредными производственными факторами в нашем случае могут служить движущиеся машины и механизмы; подвижные части производственного оборудования; передвигающиеся изделия, заготовки, материалы, разрушающиеся конструкции.

Процесс раскладки провода производится на сравнительно большой по габаритам машине и сопровождается движением массивных её узлов, а также высокой линейной скоростью провода. В процессе работы могут происходить поломки отдельных частей машины, от которых человек может получить травмы различной степени тяжести, увечья, а порой смертельный исход. При раскладке провода, в случае не согласованности вращательного и поступательного движений, либо выходе из строя тормозного или предохранительного устройств, может произойти обрыв изделия, при вращении последнего, человек также может получить травму.

В ходе производственного процесса может происходить изменение давления, температуры, влажности и подвижности воздуха, которые могут за собой повлечь ухудшение состояния здоровья, появляется сонливость, утомляемость, вялость, нарушается кровообращение и нормальная работа клеток организма.

5.1.2. Химические опасные и вредные производственные факторы.

В процессе раскладки может происходить завихрение потоков воздуха, при этом увеличивается концентрация частиц пыли в воздухе. Пыль через органы дыхания, кожные покровы и слизистые оболочки проникает в организм человека и может повлечь раздражающее действие. Также неблагоприятным воздействием могут обладать различные присадки, применяемые в механизме. В результате взаимодействия рабочего с рабочей средой может быть вызван воспалительный процесс на кожном покрове человека, а так же аллергические реакции.

5.1.3. Биологические опасные и вредные производственные факторы.

Пыль в своем составе может содержать патогенные микроорганизмы (бактерии, вирусы), которые могут оказать отрицательное действие на организм, вызывая кашель, тошноту, рвоту, отравления или в худшем случае хронические заболевания. Также источниками болезнетворных микроорганизмов и бактерий является грязное оборудование, грязное помещение, не стираная спецодежда. При попадании на кожный покров бактерии приводят к дерматологическим заболеваниям, попадание в глаза приводит к поражению слизистых оболочек, что может привести к потере зрения.

5.1.4. Психофизические опасные и вредные производственные факторы.

При намотке провода нужно четко следить за всеми узлами машины, чтобы избежать аварий, несчастных случаев или больших перерывов в работе. В связи с этим человек испытывает нервно–психические перегрузки, у него возникает умственное перенапряжение, эмоциональные перегрузки, поэтому в процессе работы нужно делать небольшие перерывы на отдых.

При правильном соблюдении правил техники безопасности человек ограждает себя и окружающих от травматизма, хронических заболеваний, а также способствует росту производительности труда.

5.2 Мероприятия по защите работающих от воздействия вредных и опасных факторов.

5.2.1. Мероприятия по технике безопастности направленные на предупреждение несчастных случаев.

В соответствии с ГОСТ 12.2.003—91 «ССБТ. Оборудование производствен­ное. Общие требования безопасности» производственное оборудование должно обеспечивать требования безопасности при монтаже (демонтаже), вводе в экс­плуатацию и эксплуатации как в случае автономного использования, так и в составе технологических комплексов, при соблюдении требований (условий, правил), предусмотренных эксплуатационной документацией.

Все движущиеся части, если они являются источниками опасности, надежно ограждаются. Съем­ные, откидные и раздвижные ограждения рабочих органов, а также открываю­щиеся дверцы, крышки, щитки снабжаются запорами, исключающими их слу­чайное снятие и открывание (замки, снятие при помощи инструмента и др.); при необходимости предусматриваются блокировки, обеспечивающие прекра­щение рабочего процесса при съеме или открывании ограждения.

5.2.2. Санитарно- гигиенические мероприятия.

Для создания требуемых параметров микроклимата в производственном помещении применяют вентиляцию (СНиП 2.04.05-91), а также различные отопительные устройства. В цехе используется общеобменная система вентиляции. Она состоит из естественной и механической приточно- вытяжной вентиляции. Для защиты людей от переохлаждения в холодное время года в дверных проемах и воротах устраивают воздушно- тепловые завесы, а в помещениях используют водяную систему отопления.

5.2.3. Организационно профилактические мероприятия

Важным направлением обеспечения безопасности труда является профессиональный отбор. С точки зрения обеспечения безопасности труда, определяющим элементом профессионального отбора, является выявление профессиональной пригодности, то есть установление соответствия между психофизиологическими особенностями организма человека, принимаемого на работу, и требованиями, предъявляемыми ему выбранной профессии.

Инструктаж и проверку знаний по охране труда проводят ежеквартально.

К выполнению работ допускаются лица прошедшие предварительный медицинский осмотр. Повторный медицинский осмотр проводится раз в год.

Все рабочие проходят обучение в соответствии с требованиями ГОСТ12.0.004-90 ССБТ. Организация обучения работающих безопасности труда. Общие положения.

5.3 Защитная блокировка.

Предохранительные защитные средства предназначены для автома­тического отключения агрегатов и машин при отклонении какого-либо параметра, характеризующего режим работы оборудования, за пределы допустимых значений. Таким образом, при аварийных режимах (уве­личении давления, температуры, рабочих скоростей, силы тока, кру­тящих моментов и т. п.) исключается возможность взрывов, поломок, воспламенений. В соответствии с ГОСТ 12.4.125—83 предохранитель­ные устройства по характеру действия бывают блокировочными и ограничительными.

Блокировочные устройства по принципу действия подразделяют на механические, электронные, электрические, электромагнитные, пневма­тические, гидравлические, оптические, магнитные и комбинированные.

Ограничительные устройства по конструктивному исполнению подразделяют на муфты, штифты, клапаны, шпонки, мембраны, пру­жины, сильфоны и шайбы.

Блокировочные устройства препятствуют проникновению человека в опасную зону либо во время пребывания его в этой зоне устраняют опасный фактор.

Особенно большое значение этим видам средств защиты придается на рабочих местах агрегатов и машин, не имеющих ограждений а также там, где работа может вестись при снятом или открытом ограждении.

Механическая блокировка представляет собой систему, обеспечи­вающую связь между ограждением и тормозным (пусковым) устройст­вом. При снятом ограждении агрегат невозможно растормозить, а следовательно, и пустить его в ход (рис.22).

Электрическую блокировку применяют на электроустановках с напряжением от 500 В и выше, а также на различных видах техноло­гического оборудования с электроприводом. Она обеспечивает включение оборудования только при наличии ограждения. Электромагнитную (радио­частотную) блокировку применяют для предотвращения

Рис. 22 Схема механической блокировки: попадания человека в опасную

1- ограждение; 2- рычаг тормоза; 3- запорная зону.

планка; 4-направляющая

Если это происходит, вы­сокочастотный генератор подает им­пульс тока к электромагнитному усилителю и поляризованному реле. Контакты электромагнитного реле обе­сточивают схему магнитного пускателя, что обеспечивает электромаг­нитное торможение привода за десятые доли секунды. Аналогично работает магнитная блокировка, использующая постоянное магнитное поле.

Оптическая блокировка находит применение в кузнечно-прессовых и механических цехах машиностроительных заводов. Световой луч, попадающий на фотоэлемент, обеспечивает постоянное протекание тока в обмотке блокировочного электромагнита. Если в момент нажа­тия педали в рабочей (опасной) зоне штампа окажется рука рабочего, падение светового тока на фотоэлемент прекращается, обмотки бло­кировочного магнита обесточиваются, его якорь под действием пру­жины выдвигается и включение пресса педалью становится невозможным (рис.23)

Рис. 23. Защитная блокировка (фотоэлектрическая):

1- освещаемый элемент; 2- источник света с линзами; 3- двухступенчатое реле (в нем катушка высокочувствительного по­ляризационного реле первой ступени от­регулирована так, что протекающий при освещении фотоэлемента ток вызывает размыкание выходных контактов реле и удерживает их в таком положении, пока фотоэлемент освещен; к выходным кон­тактам этого реле подключена цепь катуш­ки электромагнитного реле второй ступе­ни); 4- исполнительный механизм, цепь электромагнита которого подключена к выходным контактам реле; 5- под­вижные упоры; 6- сигнальная лампа; 7- трансформатор; 8- выпрямитель.

Электронную (радиационную) блокировку применяют для защиты опасных зон на прессах, гильотинных ножницах и других видах техно­логического оборудования, применяемого в машиностроении (рис. 24).

Излучение, направленное от источника 5, улавливается трубками

Гейгера 1. Они воздействуют на тиратронную лампу 2, от которой приводится в действие контрольное реле 3. Контакты реле либо включают, либо разрывают цепь управления, либо воздействуют на пусковое устройство. Контрольное реле 4 работает при нарушении системы блокировки, когда трубки Гейгера не работают в течение 20 с.

Рис. 24. Электронная (радиационная) блокировка

Пневматическая схема блокировки широко применяется в агрега­тах, где рабочие тела находятся под повышенным давлением: турбинах, компрессорах, воздуходувках и т. д. Ее основным преимуществом является малая инерционность. На рис. 25. приведена принципиальная схема пневматической блокировки. Аналогична по принципу действия гидравлическая блокировка.

Рис. 25. Схема пневматической блокировки:

1- реле давления; 2- запорное устройство; 3- электромагнит

В нашем случае целесообразно применить электрическую блокировку. При открывании защитного ограждения электрическая цепь машины прерывается, тем самым останавливается технологический процесс.

Курсова робота

«Кінематичний аналіз плоских важільних, важільних, кулачкових і зубчастих механізмів»

Вступ

Ключові слова: механізм; машина; структурна група; кінематична пара; ланка; план швидкостей; план прискорень; сила.

Ціль курсового проекту: придбання практичних навичок по кінематичному аналізу й синтезу плоских важільних, важільних, кулачкових і зубчастих механізмів.

Методи проведення досліджень: аналітичний, графічний і графоаналітичний.

У даному проекті визначені структурні кінематичні й динамічні характеристики важільного механізму, спроектовані кулачковий і зубчастий механізми по заданих умовах.

1.Структурний аналіз механізму

Число ступенів волі механізму визначаємо по формулі П.Л. Чебишева.

де n – число рухливих ланок механізму,

p5 – число кінематичних пар п’ятого класу,

p4 – число Кінематичних пар четвертого класу.

У досліджуваному механізмі n=5, p5=7, p4=0, тобто

Отже, досліджуваний механізм має одна початкова ланка, і все ланки роблять цілком певні рухи.

Визначаємо клас механізму. Клас механізму визначається вищим класом групи Ассура, що входить до складу механізму. Визначення груп починаємо із самої вилученої від початкової ланки (кривошипа). Відокремлюємо гр. А. другого класу другого виду з ланками 2 і 3.

A

2

Потім відокремлюємо групу другого класу другого виду з ланками 4 і 5.

У результаті розподілу залишається механізм першого класу, до складу якого входить початкова ланка 1 і стійка 0.

A

O 1

Формула будови механізму має вигляд

I (0; 1) II (2; 3)

II (4; 5)

Таким чином, даний механізм ставиться до II класу.

2. Кінематичне дослідження механізму

Побудова плану положень механізму

План положень механізму є основою для побудови кінематичних діаграм лінійного переміщення повзуну, або кутового переміщення вихідної ланки. Побудова плану положень механізму виконується в масштабі ml.

; ;

; .

Вибираємо ml м/мм. У цьому масштабному коефіцієнті робиться креслення кінематична схема механізму. На траєкторії крапки В повзуна 3 знаходимо її крайні положення. Крапки В0 і В6 будуть крайніми положеннями повзуну 3. За нульове положення механізму приймаємо крайнє ліве положення, а обертання кривошипа – за годинниковою стрілкою. Починаючи від нульового положення кривошипа ділимо траєкторію крапки A на 12 рівних частин і методом зарубок знаходимо всі інші положення ланок механізму. Для кожного положення механізму знаходимо положення центрів мас S2 і S4, з’єднавши послідовно крапки S у всіх положеннях ланок плавної кривої, одержимо шатунні криві.

Побудова планів швидкостей

Визначення швидкостей, зазначених на кінематичній схемі крапок ланок механізму робимо методом планів у послідовності, певною формулою будови механізму. Спочатку визначаємо лінійну швидкість провідних крапок А и С.

VA= w1Ч lOA= Ч lOA

VС= w1Ч lOC= Ч lOС

де w1 — кутова швидкість початкової ланки ОА;

n1 – частота обертання початкової ланки ОА;

lOA – довжина ланки ОА, м;

w1=

VA= VС =

Швидкості крапок А и B буде однаковими для всіх положень механізму. Масштабний коефіцієнт плану швидкостей вибираємо стандартним. У розглянутому прикладі

Вектор перпендикулярний кривошипу ОА й спрямований убік його обертання.

Відповідно до першого рівняння, через крапку а на плані швидкостей проводимо пряму, перпендикулярну АВ, а відповідно до другого – через крапку р проводимо пряму, паралельну напрямної X–X. Перетинання цих прямих визначає положення крапки c, що зображує кінець вектора VВ і V В. Із плану швидкостей маємо

VВ= VВВo= (pb).= 33,5 Ч 0,4 = 13,4 м/c

V В= (ab).= 45 Ч 0,4 = 18 м/с

Швидкість центра мас S2 ланки 2 визначимо по теоремі подоби:

,

звідки

Отже,

Швидкості крапок, що належать групі Ассура з ланками 2,3 визначені.

Переходимо до побудови плану швидкостей для групи 4,5. Розглянемо рух крапки D щодо крапки З, а потім стосовно крапки D0, що належить нерухливої напрямної (). Запишемо два векторних рівняння, які вирішимо графічно:

Відповідно до першого рівняння через крапку із плану швидкостей проводимо пряму, перпендикулярну до DС, а для рішення другого рівняння необхідно через полюс p провести пряму, паралельну напрямної X–X. На перетинанні цих прямих і буде перебувати шукана крапка d.

Величини швидкостей визначимо, множачи довжини векторів на плані швидкостей на масштабний коефіцієнт

Швидкість центра мас S4 ланки 4 визначимо по теоремі подоби

,

звідки

Отже,

У зазначеній послідовності виробляється побудова планів швидкостей для всіх 12-ти положень механізму. Причому, вектори, що виходять із полюса P, зображують абсолютні швидкості, а відрізки з’єднуючі кінці цих векторів – відносні швидкості крапок.

Обчислені в такий спосіб величини швидкостей зводимо в таблицю 2.1.

Визначимо кутові швидкості ланок

Напрямок кутової швидкості ланки AВ визначиться, якщо перенести вектор швидкості крапки B на схемі механізму й установити напрямок обертання ланки AB щодо крапки А під дією цього вектора. У розглянутому випадку в положенні 1 механізму кутова швидкість спрямована проти годинникової стрілки.

Напрямок кутової швидкості шатуна 4 визначає вектор , якщо його перенести із плану швидкостей у крапку D на схемі механізму. У положенні 1 кутова швидкість спрямована проти годинникової стрілки.

Таблиця 2.1

№	VО	VА	VB	VS2	VС	VD	VS4	VВА	VDС	ω1	ω2	ω4
	м/з									с-1
0	0	20,8	0	14	20,8	20,8	20,8	20,8	0	188,4	60,03	0
1	0	20,8	13,4	16,6	20,8	21,2	20,4	18	10,8	188,4	51,95	31,17
2	0	20,8	21,2	20,4	20,8	13,4	16,6	10,8	18	188,4	31,17	51,95
3	0	20,8	20,8	20,8	20,8	0	0	0	20,8	188,4	0	60,03
4	0	20,8	15	18,2	20,8	13,4	16,6	10,8	18	188,4	31,17	51,95
5	0	20,8	7,6	15,6	20,8	21,2	20,4	18	10,8	188,4	51,95	31,17
6	0	20,8	0	14	20,8	20,8	20,8	20,8	0	188,4	60,03	0
7	0	20,8	7,6	15,6	20,8	15	18,4	18	10,8	188,4	51,95	31,17
8	0	20,8	15	18,2	20,8	7,6	14,8	10,8	18	188,4	31,17	51,95
9	0	20,8	20,8	20,8	20,8	0	0	0	20,8	188,4	0	60,03
10	0	20,8	21,2	20,4	20,8	7,6	14,8	10,8	18	188,4	31,17	51,95
11	0	20,8	13,4	16,6	20,8	15	18,4	18	10,8	188,4	51,95	31,17

2.3 Побудова планів прискорень

Послідовність побудови плану прискорень також визначається формулою будови механізму. Спочатку визначимо прискорення провідної крапки A. При початкової ланки ОА крапка А має тільки нормальне прискорення:

Прискорення крапки А аА на плані прискорень зобразимо вектором , що спрямований по ланці ОА від крапки А к крапці О. Масштабний коефіцієнт плану прискорень вибираємо стандартним.

Вектор і є план прискорень початкової ланки ОА (кривошипа).

А тепер побудуємо план прискорень групи 2, 3. Тут відомі прискорення крапок А и В. Запишемо два векторних рівняння, розглядаючи рух крапки B відносно А и стосовно крапки B0:

де — нормальне прискорення у відносному русі крапки B стосовно крапки А;

— тангенціальне прискорення в тім же русі;

— прискорення крапки B0 напрямної X–X;

— прискорення крапки B повзуну щодо крапки B0 приналежний.

Вектор нормального прискорення спрямований паралельно АB від крапки B до крапки А. Величина цього прискорення

На плані прискорень через крапку а проводимо пряму, паралельну ланці АB і відкладаємо на ній у напрямку від крапки B до крапки А вектор , що представляє в масштабі прискорення

Через крапку n1 проводимо пряму в напрямку вектора тангенціального прискорення перпендикулярно до ланки АB.

У відповідності із другим рівнянням через полюс p і співпадаючу з ним крапку B0 (прискорення для нерухливої напрямної) проводимо пряму в напрямку прискорення паралельно напрямної X–X. Крапка b перетинання цих прямих визначає кінець вектора абсолютного прискорення крапки B.

Величина тангенціального прискорення

Прискорення центра мас S2 ланки АB визначається за допомогою теореми подоби. Із пропорції

визначаємо положення крапки S2 на плані прискорень

Отже, величина прискорення крапки S2

А зараз визначимо прискорення крапок ланок групи, утвореної ланками 4 і 5. Розглянемо рух крапки D щодо крапки C, а потім стосовно крапки D0.

Прискорення крапки D визначиться графічним рішенням наступних двох векторних рівнянь:

У першому рівнянні нормальне прискорення спрямоване по шатуні DC (від крапки D до крапки C). Величина прискорення

Тангенціальне прискорення перпендикулярно до ланки DC, а величина його визначається побудовою плану прискорень.

Прискорення , а прискорення крапки D повзуну щодо крапки D0 напрямної визначиться побудовою плану прискорень.

Відповідно до першого рівняння на плані прискорень через крапку b проводимо пряму, паралельну ланці DC, і відкладаємо на ній у напрямку від крапки D до крапки C вектор , що представляє в масштабі прискорення

Через крапку n2 проводимо пряму в напрямку вектора тангенціального прискорення перпендикулярно до ланки DC. Потім через полюс p і співпадаючу з ним крапку D0 проводимо пряму в напрямку прискорення паралельно напрямної X–X. Крапка d перетинання цих прямих визначає кінець вектора повного прискорення крапки D

Величина тангенціального прискорення

Прискорення центра мас S4 ланки CD визначається із пропорції

звідки

Отже, величина прискорення крапки S4

Визначимо величини кутових прискорень ланок:

Напрямок кутового прискорення e4 шатуна 4 визначить вектор , перенесений у крапку D на схемі механізму. Ланка буде обертатися по годинникової стрілки.

У такій же послідовності виробляється побудова плану прискорень для другого заданого положення механізму.

Таблиця 2.2

№											e2	e4
	м/з2										с-2
0	3904,4	5175	0	1248,6	3904,4	4837,5	4125	0	1350	2625	0	11904,76
2	3904,4	1350	3412,5	336,62	3904,4	2850	1875	935,1	3975	3825	9848,5	5411,3

Побудова кінематичних діаграм для крапки В

а). Діаграма переміщення

На осі абсцис відкладаємо відрізок l, що зображує час одного оберту кривошипа, ділимо його на 12 рівних частин і у відповідних крапках відкладаємо переміщення крапки У від початку відліку із плану положень механізму.

Масштаб по осі ординат µs= µl =0,002 м/мм

Масштаб по осі абсцис

б). Діаграма швидкостей

Діаграма швидкості крапки В побудована по даним планів швидкостей. Масштаб по осі ординат прийнятий рівним масштабу планів швидкостей .

в). Діаграма прискорення

Діаграма прискорення побудована графічним диференціюванням (Методом хорд) діаграми швидкості.

Масштаб по осі ординат

г). Точність побудови діаграми прискорення

Зрівняємо величини прискорення крапки В, отриманих за допомогою графічного диференціювання діаграми швидкостей і методом планів.

Для положення механізму 2 з діаграми прискорення маємо

а із плану прискорень

Розбіжність значень прискорень, отриманих двома методами

3. Кінетостатичне дослідження механізму двигуна. Дослідження руху механізму

3.1 Визначення сил і моментів сил, що діють на ланки механізму

Будуємо кінематичну схему й план положень механізму в масштабі , план швидкостей у масштабі , план прискорень у масштабі й індикаторній діаграмі компресора.

По індикаторній діаграмі відповідно до розмітки ходу повзунів У и D визначаємо питомі тиски на поршень для кожного з положень механізму. Для цього будуємо індикаторні діаграми для кожного повзуну, помістивши вісь S діаграм паралельно осі його руху. Проводячи з кожної крапки положення повзуну прямі, паралельні осі P, одержимо на діаграмі розмітку положень крапок D і В. При цьому необхідно врахувати, що порядок нумерацій положень на діаграмі повинен відповідати напрямку робочий і холостий ходи повзуну.

Масштаб індикаторної діаграми по осі P:

де — заданий максимальний питомий тиск на поршень, рівне 10 МПа;

h – прийнята висота індикаторної діаграми (50 мм).

Сила тиску газу на поршень

де P – питомий тиск газу на поршень у Па (1Па= 1Н/м2);

діаметр поршня в м.

Для розрахункового положення (2) механізму:

Сили ваги ланок прикладені до їхніх центрів ваги. Їхньої величини визначаємо по формулі:

(Н),

де m – маса ланки в кг.

Сили ваги ланок 2 і 4:

Сили ваги ланок 3 і 5:

Сили інерції ланок визначаємо по формулі:

де as – прискорення центра мас ланки в м/с2.

Напрямок сили інерції протилежно напрямку вектора ().

Сила інерції ланки 1 дорівнює нулю, тому що центр мас ланки лежить на осі обертання і його прискорення дорівнює нулю.

Сила інерції ланки 2

Сила інерції ланки 3

Сила інерції ланки 4

Сила інерції ланки 5

Моменти сил інерций (інерційні моменти) ланок визначаємо по формулі:

Де IS – момент інерції маси ланки щодо осі, що проходить через центр мас перпендикулярно до площини руху (кгм2);

— кутове прискорення ланки (радий/з2).

Напрямок моменту сил інерції протилежно кутовому прискоренню ланки .

Момент сил інерції ланки 1 дорівнює нулю, тому що його кутове прискорення дорівнює нулю (рівномірний обертовий рух при ).

Момент сил інерції ланки 2

Момент сил інерції ланки 4

Визначення реакцій у кінематичних парах починаємо із групи, що складається з ланок 4 і 5.

3.2 Силовий розрахунок групи Ассура, що складає з ланок 4 і 5

Групу з ланок 4 і 5 вичерчуємо окремо в масштабі довжин і у відповідних крапках прикладаємо сили ваги й сили інерції ланок, а до ланки 4 і момент сил інерції . Відкинуті зв’язки заміняються реакціями й . Під дією зовнішніх сил, сил інерції й реакцій група буде перебувати в рівновазі.

Становимо умову рівноваги групи, дорівнюючи нулю суму всіх сил, що діють на групу

.

Невідомим тут є реакція .

Для визначення реакції будуємо план сил у масштабі .

Із крапки a паралельно силі відкладається відрізок

з кінця вектора аb у напрямку сили відкладаємо відрізок bc

з кінця вектора bc у напрямку сили відкладаємо вектор cd

з кінця вектора сd у напрямку сили інерції відкладаємо вектор de

з кінця вектора de у напрямку сили відкладаємо відрізок ef

з кінця вектора ef у напрямку сили відкладаємо відрізок fg

З’єднавши крапку g із крапкою а на плані сил, одержимо вектор , що зображує собою шукану реакцію , величина якої

.

Реакція в шарнірі D визначається вектором cg плану сил. Величина реакції

.

3.3 Силовий розрахунок групи Ассура, що складає з ланок 2 і 3

Групу з ланок 2 і 3 вичерчуємо окремо в масштабі довжин =0,0025 м/мм і у відповідних крапках прикладаємо сили ваги й сили інерції ланок. Умова рівноваги групи виразиться наступним векторним рівнянням:

У даному рівнянні невідомі дві реакції й . Напрямок реакції відомо: вона перпендикулярна до напрямного поршня 3.

Величину реакції визначимо з рівняння моментів всіх сил, прикладених до ланок 2 і 3, щодо крапки А: R03=6890,5 Н.

Для визначення реакції будуємо план сил у масштабі . З’єднавши крапку g із крапкою а на плані сил, одержимо вектор gа, що зображує собою шукану реакцію , величина якої

Реакція в шарнірі B визначається вектором плану сил. Величина реакції

3.4 Силовий розрахунок початкової ланки

Вичерчуємо окремо початкова ланка в масштабі й у прикладаємо діючі сили: у крапці А реакцію , і силу, що врівноважує, перпендикулярно до ланки ОА.

Векторне рівняння рівноваги початкової ланки має вигляд:

.

Величину сили, що врівноважує, визначаємо з рівняння моментів всіх сил щодо крапки О.

У масштабі будуємо план сил початкової ланки, з якого визначаємо реакцію в шарнірі О. Величина реакції:

3.5 Визначення сили, що врівноважує, по методу Н. Жуковського

Більше простим методом визначення сили, що врівноважує, є метод Н.Е. Жуковського.

У довільному масштабі будуємо план швидкостей, повернений на 90 ((у нашім випадку за годинниковою стрілкою), і у відповідних крапках його прикладаємо сили тиску газу на поршні, сили ваги ланок, сили інерції ланок і моменти сил інерції, що врівноважує силу.

Момент сил інерції представляємо у вигляді пари сил і , прикладених у крапках A і В, із плечем пари . Величина цих сил:

Момент сил інерції представляємо у вигляді пари сил і , прикладених у крапках С и D, із плечем пари . Величина цих сил:

Повернений план швидкостей із прикладеними силами, розглянутий як твердий важіль із опорою в полюсі, буде перебувати в рівновазі.

Становимо рівняння моментів всіх сил щодо полюса плану швидкостей, взявши плечі сил по кресленню в мм:

Величина сили, що врівноважує, отриманої при кінетостатичному розрахунку .

Розбіжність результатів визначення сили, що врівноважує, методом планів сил і методом Жуковського .

3.6 Визначення миттєвого механічного коефіцієнта корисної дії механізму

Миттєвий механічний коефіцієнт корисної дії механізму визначимо для розрахункового положення 2.

Уважаємо, що радіуси цапф шарнірів задані r = 20 мм, коефіцієнти тертя в шарнірах і напрямних повзунів також задані й рівні відповідно .

Припустимо, що всі виробничі опори в механізмі зводяться до опору тертя. Реакції в кінематичних парах для даного положення механізму визначені силовим розрахунком і рівні

Для визначення потужностей, що витрачаються на тертя в різних кінематичних парах, необхідно знайти відносні кутові швидкості в шарнірах і відносні швидкості в поступальних парах.

Потужності, затрачувані на тертя в кінематичних парах у цей момент часу, рівні:

Загальна потужність сил тертя:

Потужність рушійних сил у цей момент часу

Bт

3.7 Дослідження руху механізму й визначення моменту інерції маховика

Тому що усередині циклу усталеного руху машини не спостерігається рівності роботи рушійних сил і роботи сил опору й сталості наведеного моменту інерції механізму, те кутова швидкість (провідної ланки виявляється змінною. Величина коливань цієї швидкості оцінюється коефіцієнтом нерівномірності ходу

де wmax – максимальна кутова швидкість;

wmin – мінімальна кутова швидкість;

wср. – середня кутова швидкість.

За середню кутову швидкість можна прийняти номінальну швидкість .

Коливання швидкості провідної ланки механізму повинна регулюватися в заздалегідь заданих межах. Це регулювання звичайно виконується відповідним підбором мас ланок механізму. Маси ланок механізму повинні підбиратися так, щоб вони могли накопичувати (акумулювати) всі збільшення кінетичної енергії при перевищенні роботи рушійних сил над роботою сил опору.

Роль акумулятора кінетичної енергії механізму звичайно виконує маховик. Тому в наше завдання входить підібрати масу маховика такий, щоб даний механізм міг здійснити роботу із заданим коефіцієнтом нерівномірності руху .

Для розрахунку маховика скористаємося методом енергомас. По цьому методі момент інерції маховика визначається по діаграмі енергомас, що характеризує залежність збільшення кінетичної енергії механізму від наведеного моменту інерції механізму.

Тому що збільшення кінетичної енергії дорівнює різниці роботи рушійних сил і роботи сил опору, то для побудови цієї діаграми необхідно побудувати спочатку діаграми наведених моментів рушійних сил і сил опору.

Наведений до провідної ланки момент сил для кожного положення досліджуваного механізму.

Для розрахункового 2-го положення:

Розрахунок наведеного моменту рушійних сил для інших положень механізму зводимо в таблицю 3.1

Таблиця 3.1-результати розрахунку наведеного моменту рушійних сил

№
0	153860	0	-4615,8	20,8	-509,6
1	107702	13,4	-15386	21,2	5929
2	40003,6	21,2	-49235,2	13,4	999,6
3	15386	20,8	153860	0	1698,7
4	10770,2	15	104624,8	13,4	8299
5	9231,6	7,6	55389,6	21,2	6605,2
6	7693	0	18463,2	20,8	2038,4
7	0	7,6	12308,8	15	980
8	0	15	9231,6	7,6	372,4
9	-3077,2	20,8	7693	0	-339,7
10	-13847,4	21,2	0	7,6	-1558,2
11	-49235,2	13,4	0	15	-3501,9

На підставі дані таблиці будуємо діаграму зміни Мд рушійних сил у функції кута повороту початкової ланки. Масштаб по осі ординат вибираємо , масштаб по осі абсцис при довжині діаграми l=180 мм

Тому що робота рушійних сил

,

те графічним інтегруванням діаграми наведених моментів рушійних сил будуємо діаграму робіт рушійних сил. Масштаб по осі ординат визначається по формулі

де Н – полюсна відстань, рівне 50 мм.

За один цикл усталеного руху (у нашім випадку один оберт провідної ланки) робота рушійних сил дорівнює роботі сил опору.

Приймемо постійним наведений момент сил опору() Тоді робота сил опору , являє собою лінійну функцію кута повороту провідної ланки. З’єднавши початок координат з останньою крапкою діаграми роботи сил опору, одержимо похилу пряму, що представляє собою діаграму роботи рушійних сил.

Продиференцирував графічно отриману пряму, на діаграмі рушійних моментів сил одержимо горизонтальну пряму визначальну величину постійного наведеного моменту рушійних сил.

Тому що збільшення кінетичної енергії

те для побудови діаграми збільшення кінетичної енергії або надлишкової роботи необхідно з ординат діаграми роботи рушійних сил відняти ординати діаграми робіт сил опору.

Масштаби по координатних осях залишаються ті ж, що й для діаграми робіт.

3.8 Визначення наведених моментів інерції механізму

Для ланки, що робить поступальний рух (повзун), кінетична енергія

,

де m – маса ланки;

швидкість поступального руху

Для ланки, що робить обертовий рух (кривошип, коромисло), кінетична енергія

де J – момент інерції щодо осі обертання;

(– кутова швидкість ланки.

Кінетична енергія ланки, що робить складний плоскопаралельний рух

,

де vS – швидкість центра мас ланки;

JS -момент інерції ланки щодо осі, що проходить через центр мас.

Складывая кінетичні енергії всіх ланок, одержимо повну кінетичну енергію механізму.

У нашім прикладі повна кінетична енергія механізму

Вираження у квадратних дужках являє собою наведений до початкової ланки момент інерції механізму.

Обчислимо наведений момент інерції для 12-ти положень механізму.

Для 2-го положення механізму

Обчислення наведеного моменту інерції для інших положень механізму зводимо в таблицю 3.2.

За даними таблиці будуємо діаграму наведеного моменту інерції механізму у функції кута повороту початкової ланки. Приймаємо масштаб

Методом виключення загального параметра j з діаграм і будуємо діаграму енергомас

Таблиця 3.2-результати розрахунку наведеного моменту інерції механізму

№
0	0,15	0,0207	0,0552	0	0	0,1219	0,0463	0,3941
1	0,15	0,0155	0,0776	0,0192	0,0056	0,1172	0,0481	0,4332
2	0,15	0,0056	0,1172	0,0481	0,0155	0,0776	0,0192	0,4332
3	0,15	0	0,1219	0,0463	0,0207	0	0	0,3389
4	0,15	0,0056	0,0933	0,0241	0,0155	0,0776	0,0192	0,3889
5	0,15	0,0155	0,0686	0,0062	0,0056	0,1172	0,0481	0,3853
6	0,15	0,0207	0,0552	0	0	0,1219	0,0463	0,4112
7	0,15	0,0155	0,0686	0,0062	0,0056	0,0954	0,0241	0,3941
8	0,15	0,0056	0,0933	0,0241	0,0155	0,0617	0,0062	0,3654
9	0,15	0	0,1219	0,0463	0,0207	0	0	0,3389
10	0,15	0,0056	0,1172	0,0481	0,0155	0,0617	0,0062	0,4043
11	0,15	0,0155	0,0776	0,0192	0,0056	0,0954	0,0241	0,3874

По даному коефіцієнті нерівномірності руху d=1/95 і середньої кутової швидкості визначаємо кути ymax. і ymin, утворені дотичними до діаграми енергомас із віссю абсцис,

Побудувавши сторони цих кутів і перенесучи їх паралельно самим собі до моменту торкання із кривій енергомас відповідно зверху й знизу, одержимо на осі DEДо відрізок mn, ув’язнений між цими дотичними.

По відрізку mn визначаємо момент інерції маховика

Діаметр маховика, виконаного у вигляді суцільного диска, визначається по формулі:

,

де — питома вага матеріалу маховика (чавун);

(=0,1. Тоді

Маховий момент кгм2

Тоді маса маховика

а ширина обода

4. Проектування кулачкового механізму

Широке застосування кулачкових механізмів обумовлене тим, що з їхньою допомогою легко відтворюється заданий закон руху веденої ланки.

Потрібно мати на увазі, що при виборі закону руху веденої ланки можуть виникнути удари в кулачковому механізмі. Розрізняють наступні групи законів руху: із твердими ударами, з м’якими ударами, без ударів. Тверді удари в кулачковому механізмі мають місце, коли підйом або опускання штовхача відбувається з постійною швидкістю. При синусоїдальному законі рух відбувається без твердих і м’яких ударів (цей закон рекомендується при проектуванні швидкохідних кулачкових механізмів).

Для синтезу (проектування) кулачкового механізму задаються: схема механізму; максимальне лінійне h або кутове y переміщення веденої ланки; фазові кути повороту кулачка (видалення – jв, далекого стояння jбуд.с., повернення jв); закони руху вихідної ланки для фази видалення й повернення; довжина коромисла l для коромисловых кулачкових механізмів. Виходячи з умов обмеження кута тиску, визначають основні розміри ланок кулачкового механізму; мінімальний радіус кулачка, положення коромисла щодо центра обертання кулачка, проектують профіль кулачка графічним або аналітичним методами.

4.1 Побудова діаграм руху штовхача

Вичерчуємо діаграму аналога прискорення коромисла , для чого на осі абсцис у довільному масштабі mj відкладаємо задані кути jв=95°, jбуд.с.= 20°, jв=160°. Для прийнятої довжини діаграми X=230 мм величини відрізків, що зображують фазові кути:

Для побудови графіка переміщення вихідної ланки по куті повороту кулачка необхідно виконати дворазове інтегрування другої похідної від переміщення вихідної ланки по куті повороту кулачка.

В інтервалі кута видалення jв у довільному масштабі будуємо закон рівномірно убутного прискорення, також і а в інтервалі кута повернення jв.

Для побудови діаграми аналога швидкості , інтегруємо побудовану діаграму , для чого відрізки Xу й Xв ділимо на 6 рівних частин.

Через крапки 1,2,3…, 13 проводимо ординати, які ділять всю площу заданих діаграм на ряд ділянок. Площа кожного з ділянок заміняємо рівновеликим прямокутником із загальною підставою на осі абсцис. Проектуємо висоти отриманих трикутників на вісь ординат. Крапки проекцій 1′, 2′, 3′,…, 13′ з’єднуємо з полюсом P2, узятим на довільній полюсній відстані H2 від початку O осей координат променями P21′, P22′, P23′,…, P213′.

Вісь абсцис діаграми , ділимо на таку ж кількість рівних частин, як і вісь абсцис діаграми . Із крапки Про паралельно промінь P21′ проводимо лінію до перетинання її в крапці 1» з ординатою 1. Із крапки 1» паралельно лучу P22′ проводимо пряму до перетинання з ординатою 2 і т.д. Отримана ламана і являє собою приблизно шукану інтегральну криву на ділянці, що відповідає куті jу повороту кулачка.

Діаграма цієї функції на ділянці, що відповідає куті jУ будується аналогічним способом.

Діаграму переміщень коромисла S(j) також будуємо методом графічного інтегрування кривій .

Обчислимо масштаби діаграм. Масштаб по осі абсцис діаграм

радий/мм

Масштаб по осі ординат діаграми переміщень

де h =30 мм – максимальне переміщення штовхача (центра ролика);

Sмах – максимальна ордината діаграми переміщень.

В інтервалі кута видалення

в інтервалі кута повернення

Масштаб по осі ординат діаграми

Масштаб по осі ординат діаграми

Розмітку траєкторії крапки В (центра ролика) робимо відповідно до діаграми S(j), для чого ліворуч від осі ординат під довільним кутом проводимо пряму й на ній відкладаємо відрізок O, дорівнює максимальному переміщенню штовхача в масштабі 2:1. Кінцеву крапку B6 з’єднуємо з кінцевою крапкою 6′ проекції найбільшої ординати 6–6. Через крапки 1′, 2′,…, 5′ проводимо прямі, паралельні 6′ – B6. Отримані крапки B1, B2,…, B6 дають розмітку траєкторії коромисла в інтервалі кута видалення.

Аналогічно здійснюємо розмітку траєкторії крапки В коромисла в інтервалі кута повернення.

4.2 Побудова профілю кулачка коромислового кулачкового механізму

4.2.1 Визначення мінімального радіуса кулачка rmin і міжосьової відстані в коромисловом кулачковому механізмі

З довільної крапки А проводимо дугу радіусом рівним довжині коромисла =100 мм, на якій відзначаємо крапку В0 – початкове положення центра ролика коромисла.

Від крапки В0 відкладаємо хід центра ролика В0У6=30 мм і переносимо на нього розмітку траєкторії при видаленні й поверненні.

По діаграмі визначаємо максимальні значення аналогів швидкостей при видаленні й поверненні коромисла

Визначимо значення для 3-го й 10-го положень:

Для інших положень розрахунки проводимо аналогічно, і результати зводимо в таблицю 4.1.

Таблиця 4.1 – Результати розрахунку аналогів швидкостей

Показник	№ положення
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
	0	9	28	37	28	9	0	0	8,8	14	16	14	8,8

Відкладаємо ці значення на паралельних прямих у масштабі

Із крапки B3 відкладаємо відрізок у напрямку обертання кулачка, а в протилежну сторону відрізок . Аналогічно визначаємо інші відрізки для інших положень і будуємо діаграму , до якої проводимо дотичні під кутами .Крапка перетинання цих дотичних визначить положення центра обертання кулачка – крапку ПРО (а заштрихована площа є областю можливого розташування кулачка).

Мінімальний радіус кулачка:

rmin=OB0ЧmS =21 Ч 0,001 =0,021 м

Побудова профілю кулачка коромислового кулачкового механізму.

Головним етапом синтезу кулачкового механізму є побудова профілю кулачка, в основу якого покладений метод зверненого руху. Суть цього методу полягає в тім, що всім ланкам механізму умовно повідомляється додаткове обертання з кутовою швидкістю, рівної кутової швидкості кулачка, спрямованої у зворотну сторону. Тоді кулачок зупиниться, а стійка разом з коромислом прийде в обертовий рух навколо центра кулачка О с кутовою швидкістю – wк. Крім того, штовхач буде робити ще рух відносно стійкі за законом, що визначається профілем кулачка.

Із центра Про проводимо окружності радіусами rmin і lАВ. Визначаємо положення центра ролика коромисла, для чого із крапки А радіусом, рівним довжині коромисла, проводимо дугу до перетинання з окружністю радіуса rmin. Крапка перетинання В0 і є положення центра ролика коромисла, що відповідає початку видалення. На траєкторію крапки В коромисла наносимо розмітку її відповідно до діаграми S(j). Одержуємо крапки В1, В2, В3…В6.

Для визначення дійсного профілю кулачка необхідно визначити радіус ролика. Радіус ролика повинен бути менше максимального радіуса кривизни rmin центрового (теоретичного) профілю кулачка:

(0,7ё0,8) rmin

З конструктивних міркувань радіус ролика не рекомендується приймати більше половини мінімального радіуса:

rp Ј (0,4 ё0,5) rmin

м

Приймаємо rp рівним 9 мм.

Дійсний (практичний) профіль кулачка одержимо, якщо побудуємо еквидистантну криву радіусом, рівним rp.

5. Проектування евоволентного зачеплення прямозубих циліндричних коліс

Приймаємо, що зубчасті колеса виготовлені без зсуву вихідного контуру (X1=X2=0). Тоді кут зачеплення дорівнює куту профілю інструмента (aw =a=20°), ділильні окружності є одночасно початковими окружностями зачеплення (rw1 = r1 і rw2 = r2). Зубчаста передача, що розраховується, має наступні параметри:

Z1 = 20; Z2 = 15; m = 9 мм

Радіуси початкових окружностей коліс

Радіуси основних окружностей коліс

;

Радіуси окружностей вершин зубів

;

де =1 – коефіцієнт висоти головки зуба, а – висота головки зуба (відстань, обмірювана по радіусі між ділильною окружністю й окружністю вершин).

Радіуси окружностей западин коліс

де з*=0,25 – коефіцієнт радіального зазору;

с=c*m – радіальний зазор, мм.

Крок по ділильній окружності

мм

Окружна товщина зуба по ділильній окружності

мм

Міжосьова відстань

aw = a = rw1+rw2 = 90+67,5=157,5 мм

де a=r1+r2 – ділильна міжосьова відстань, мм.

Висота зуба визначається як

h=ha+hf=h*aЧm+(h*а+з*)Ч m =1 9+(1+0,25) 9=20,25 мм,

h= 2,25m =2,25 Ч 9 = 20,25 мм.

Для побудови профілів зачеплення зубчастих коліс вибираємо масштаб 2:1, значить на кресленні всі отримані значення величин збільшитися в 2 рази.

Побудова профілів зубів проводимо в наступному порядку:

відкладаємо міжосьова відстань aw (O1O2 на кресленні);

Радіусами rw1 і rw2 проводимо початкові окружності коліс. Крапка P торкання їх є полюсом зачеплення;

проводимо основні окружності коліс, окружності вершин зубів і окружності западин;

через полюс зачеплення P проводимо загальну дотичну t-t до початкових окружностей коліс і лінію зачеплення n-n, що стосується в крапках A і B основних окружностей. Частина ab лінії n-n, укладена між окружностями вершин зубів, називається активною лінією зачеплення, тобто геометричним місцем дійсного торкання профілів зубів;

будуємо евоволенти профілів зубів, що стикаються в полюсі зачеплення P. Профілі зубів одержують обкатуючи лінію зачеплення як по однієї, так і по основним окружностям. При обкатуванні крапка P лінії зачеплення описує евоволенти f1e1 і f2e2, які є шуканими профілями. Для побудови евоволентного профілю зуба першого колеса відрізок AP ділимо на рівні частини (у нашім випадку на 4). На основній окружності першого колеса вправо й уліво від крапки A відкладаємо дуги, довжини яких дорівнюють цим відрізкам, одержуємо крапки 1′, 2′, 3′, 4′, 5′, 6′ і 7′. Через ці крапки проводимо дотичні до основної окружності радіуса rb1 (перпендикуляри до відповідних радіусів). На дотичній, проведеної через цю крапку 1′, відкладемо 1/4 відрізка AP. На дотичній, проведеної через крапку 2 відкладемо 2/4 відрізка AP і т.д. Провівши аналогічні побудови на кожній з дотичних, одержимо ряд крапок 1», 2», 3»,…, 7». Плавна крива, проведена через отримані крапки, є евольвентним профілем правої частини зуба першого колеса. Таким же способом будується евольвентний профіль зуба другого колеса (для цього використовується відрізок (BP));

профіль ніжки зуба, що лежить усередині основної окружності, окреслюється по радіальній прямій, що з’єднує початок евоволенти з початком колеса, і сполучається з окружністю западин закругленням радіуса ρ=0,4m=0,4Ч9=3,6 мм по початковій окружності відкладаємо половину товщини зуба , проводимо вісь симетрії зуба (радіальну пряму) і за законами симетрії будуємо лівий профіль зуба;

на кожному колесі праворуч і ліворуч від побудованого по крапках зуба будуємо ще два зуби (за допомогою шаблонів або лекал).

При обертанні першого колеса (допустимо в напрямку обертання годинникової стрілки) ніжка його зуба ввійде в зачеплення в крапці a з головкою зуба другого колеса. У крапці b головка зуба першого колеса вийде із зачеплення з ніжкою зуба другого колеса. Таким чином, крапка зачеплення (зіткнення зубів) переміщається по профілі зуба першого колеса від його підстави до вершини, а по профілі зуба другого – навпаки, від вершини до підстави.

Ділянки профілів зубів, які в процесі передачі обертання входять у зіткнення один з одним, називають активними профілями. Визначимо ці ділянки. Крапку f1 на профілі зуба першого колеса одержимо, якщо із центра O1 описати дугу O1a радіусом O1a. Точно також знаходимо крапку f2, описавши дугу O2b із центру O2.

У крапці a зустрінуться крапки f1 і e2, а в крапці b вийдуть із зачеплення крапки e1 і f2. Активними профілями є частини евольвент e1f1 і e2f2.

Щоб побудувати дугу зачеплення на першому зубчастому колесі, профіль цього колеса повернемо навколо крапки O1 і сполучимо послідовно з початком і кінцем активної лінії зачеплення, тобто із крапками a і b. На початковій окружності першого колеса одержимо дугу c’d’. Якщо повернемо профіль зуба другого колеса навколо крапки O2 і сполучимо із крапками a і b, то на початковій окружності другого колеса одержимо дугу c «d». Дуги c’d’ і c «d» є дугами зачеплення по початкових окружностях, дуги ab’ і a’b – дугами зачеплення по основних окружностях.

Довжина дуги зачеплення по основній окружності колеса дорівнює довжині активної лінії зачеплення ab.

Кути ja1 і ja2 називаються кутами перекриття. Відношення кута перекриття зубчастого колеса до його кутового кроку t = називається коефіцієнтом перекриття

.

Обчислимо коефіцієнт перекриття проектованої передачі. Із креслення довжина активної лінії зачеплення дорівнює 82 мм, що відповідає дійсному значенню ga = (ab) = 41 мм. Тоді коефіцієнт перекриття

Коефіцієнт перекриття можна обчислити також аналітично по формулі

Коефіцієнт перекриття показує середнє число пар зубів, що одночасно перебувають у зачепленні. Якщо ea = 1,52, то 52% часу в зачепленні беруть участь дві пари зубів, а 48% часу – одна пара.

Питоме ковзання профілів зубів (n1 і n2) є характеристикою ковзання одного профілю зуба по другому, тобто характеризує зношування профілів, викликаний появою сил тертя.

Питоме ковзання можна визначити по формулах

;

;

де r1 — радіус кривизни евоволенти першого колеса в крапці зачеплення;

r2 – радіус кривизни евоволенти другого колеса в крапці зачеплення;

u12, u21 – передатне відношення щабля.

Передатне відношення для зовнішнього зачеплення визначається як

; .

Обчислимо питоме ковзання в декількох крапках зачеплення й побудуємо діаграми питомого ковзання. Вісь абсцис діаграм проведемо паралельно лінії зачеплення, а вісь ординат перпендикулярно до неї через крапку A. Спроектуємо на вісь абсцис крапки A, a, P, b і B. Тоді r1 = x, r2 = g2-x (g2 – довжина лінії зачеплення AB).

У нашім випадку аb = 82 мм у масштабі 2:1.

;

Значення поточної координати X візьмемо з інтервалом в 15 мм у межах від X =0 до X =108 мм. Результати обчислень n1 і n2 наведені в таблиці

Таблиця 5.1 – Результати розрахунку питомих ковзань профілів зубів

x=r1	0	15	30	45	60	75	90	105	108
ga-x=r2	108	93	78	63	48	33	18	3	0
n1	—	-7,26	-2,47	-0,87	-0,07	0,41	0,73	0,96	1
n2	1	0,88	0,71	0,46	0,06	-0,7	-3,75	-25,25	—

Тому що зачеплення профілів зубів коліс відбувається тільки на активній лінії зачеплення, то для більшої наочності ці ділянки заштриховані.

Товщину зуба першого колеса по окружності вершин визначимо по формулі , де aa – кут профілю евоволенти на окружності вершин зубів;

inv 20°=0,014904; inv 31,24°=0,061400

Для нормальної роботи зубчастої передачі необхідно, щоб дотримувалися наступні умови:

ea і 1,1;

Sa і 0,3m (відсутність загострення головки зуба в меншого колеса).

У нашім випадку й , обоє умови задовольняються.

Таким чином, при рішенні питання щодо вибору й виготовлення зубчастої передачі в кожному окремому випадку необхідно виходити з аналізу експлуатаційних властивостей передачі – тривалості зачеплення й питомого ковзання евоволентних профілів зубів.

6. Проектування зубчастого механізму

6.1 Аналітичний метод

Передатному відношенню привласнюється знак мінус при зовнішнім зачепленні, знак плюс – при внутрішньому. Знак передатного відношення вказує напрямок обертання веденої ланки стосовно ведучого.

Планетарним називається механізм, у якому геометричні осі деяких зубчастих коліс є рухливими. Простий планетарний механізм володіє одним ступенем волі (W=1).

Існує кілька методів визначення передатних відносин планетарних механізмів.

Аналітичний метод.

U1H=U12ЧU23ЧU3H,

де ;

U3H =1– ()Ч)=3,24

По рівнянню співвісності:

rw3ґ + rw4 = rw5 – rw4

Z5=

Шляхом підбора визначаємо числа зубів

Передатне відношення спроектованого механізму відрізняється від заданого на невелику величину.

6.2 Графічний метод

Для планетарних механізмів із циліндричними колесами план лінійних швидкостей будується в такий спосіб.

Вкреслиться кінематична схема механізму в масштабі довжин, обумовлених по формулі

,

де d – довжина відрізка, що зображує на кресленні ділильний діаметр колеса l, мм.

Тому що крапки 1 і H перебувають по різних сторонах від осі y-y, те передатне відношення негативне.

Погрішність розрахунку

Висновок

У процесі виконання курсового проекту отримані навички дослідження й проектування механізмів і машин, користування довідковою літературою.

Зроблений структурний і кінематичний аналіз механізму.

Визначені реакції в кінематичних парах, величини сили, що врівноважує, миттєвого коефіцієнта корисної дії механізму, зроблений розрахунок махових мас механізму по заданому коефіцієнті нерівномірності руху.

Були виконані наступні завдання:

– розрахунок геометричних розмірів зубчастої передачі;

– визначення коефіцієнта перекриття питомих ковзань;

– оцінка проектованої передачі за геометричними показниками;

– визначення основних розмірів і геометрії профілю кулачка, забезпечення відтворення необхідного закону руху штовхача.

Література

Збірник завдань по теорії механізмів і машин // Артоболевський І.І., Едельштейн Б.В. – К., 1972.

Завдання й вправи по теорії механізмів і машин / під ред. Н.В. Алехновича. – К., 1990.

Курсове проектування по теорії механізмів і машин / під ред. Г.Н. Девойко. – К., 1986.

Озол, О.Г. Теорія механізмів і машин / О.Г. Озол. – К., 1984.

Попов, С.А., Тимофєєв, Г.А. Курсове проектування по теорії механізмів і машин / Попов С.А., Тимофєєв Г.А. – К, 2002.

Теорія механізмів і машин: методич. вказівки й завдання до курсовому проекту / сост. Г.К. Семкина, А.А. Козик. – К., 1989.

Теорія механізмів і машин у прикладах і завданнях: Ч. 1. Структурне й кінематичне дослідження механізмів: посібник / А.А. Козик, И.С. Крук. – К., 2004.

Теорія механізмів, машин і маніпуляторів / Филонов І.П., Анципорович П.П., Акулич В.К. – К., 1998.