Коренский В.Ф. Теория механизмов, машин и манипуляторов. Часть 2
Подождите немного. Документ загружается.
41
и устанавливает пустую опоку на рамку 7 для формовки. Управление работой
пневмоцилиндров ИМ
1
, ИМ
2
, ИМ
З
осуществляется логической системой
управления с блоком управления БУ на пневмоэлементах УСЭППА.
Рис. 2.37. Формовочный автомат: схемы и диаграммы
2.25. Штамповочный автомат [15, c. 16]
Назначение и краткое описание работы механизмов станка
Штамповочный автомат (рис. 2.38, а) предназначен для штамповки
изделий из ленты.
Кривошип I рычажного механизма 1, 2, 3, 4, 5 приводится во враще-
ние от электродвигателя II через планетарную передачу Z
4
, Z
5
, Z
6
, H, зубча-
тые колеса Z
2
, Z
1
. Лента 10 подается в зону штамповки c помощью кулач-
кового механизма 6, 7, 8 и постоянно вращающегося ролика 9. Когда ролик
8 толкателя 7 прижимает ленту к ролику 9, создается сила трения, доста-
точная для перемещения ленты.
График, изменения усилий сопротивления на ползунах В и Е показан
на рис. 2.38, в. Законы движения толкателя 7 кулачкового механизма даны на
рис. 2.38, г.
42
Рис. 2.38. Штамповочный автомат: схемы и диаграммы
43
3. ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ СВЕДЕНИЯ
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ
Базовые данные на проектирование технологических машин в объе-
ме основных требований к первому этапу ЕСКД приводятся в первой части
настоящего УМК. Однако объем этих данных подчинен программе курса и
ограничен количеством отводимых для их изучения учебных часов.
С переходом на новый, творческий уровень обучения студент, кроме
конспекта, должен активно изучать специальную
учебную и методическую
литературу, а при необходимости проводить исследования, в том числе и
по линии научно-исследовательской работы студентов (НИРС).
В помощь студентам предлагаем некоторые дополнительные сведе-
ния по теории механизмов технологических машин.
3.1. Выбор и расчет понижающей передачи
Понижающая передача должна обеспечить снижение частоты вра-
щения выбранного электродвигателя до требуемой частоты вращения
главного вала машины. Понятие главного вала машины введено в ч. I на-
стоящего УМК – это действительный либо воображаемый вал, за один
оборот которого машина совершает один технологический цикл, напри-
мер, выпускает одно готовое изделие. Тогда
-1 -1
.
(об / мин )(изд мин )
гв
n Пр=⋅
.
Зная частоту вращения приводного двигателя
дв
n и частоту враще-
ния главного вала машины
вг
n
.
, находим передаточное отношение между
ними U
пер.
, которое является главным кинематическим параметром проек-
тируемой передачи привода
вг
дв
пер
n
n
U
.
.
=
(1)
Из известных механических передач для преобразования вращатель-
ных движений [9] рассматриваем планетарные передачи, которые входят в
типовую рабочую программу изучения дисциплины ТММ и М [1].
Известно три основных вида простейших плоских планетарных пе-
редач (рис. 3.1, а – в) [10].
Они включают два центральных колеса 1 и 2, соосных с водилом H,
два колеса 3, 3' каждого из
сателлитных блоков, образующих с водилом H
44
вращательные кинематические пары и связывающих кинематически оба
центральных колеса (таких блоков может быть несколько).
Рис. 3.1. Основные схемы плоских планетарных механизмов
Эти передачи различают по виду зацепления центральных колес 1 и
2 с колесами сателлитных блоков 3 – 3': с внешним (рис. 3.1, а), внутрен-
ним (рис. 3.1, б) и смешанным (рис. 3.1, в) зацеплением. На (рис. 3.2) пока-
зан частный случай варианта (рис. 3.1, в), когда колеса 3 – 3' одинаковы и
выполнены в виде одного колеса. Этот вариант от других отличается ми-
нимальными габаритами в направлении оси вращения, однако при этом
максимальное передаточное отношение не превышает
0,9=
пл
U .
Рис. 3.2. Простейший планетарный механизм
У других передач нет ограничения
/
33
ZZ = (Z – число зубьев колес).
Поэтому они позволяют получать 0,9>
пл
U (12≥
пл
U для варианта на
рис. 3.2, в,
=
пл
U до 1000 для вариантов на рис. 3.2 а, б. Необходимо отме-
тить, что с ростом передаточного отношения планетарной передачи снижа-
H
1
3 3'
2
1
3
3
'
H
H
3 3'
2
2
2
3
H
1
45
ется ее КПД и увеличиваются габариты, вследствие чего в ряде случаев бо-
лее выгодно применить многоступенчатые передачи (2 ступени на рис. 3.2)
либо планетарную передачу, комбинированную с обычной одноступенча-
той. Максимальное передаточное отношение одноступенчатой передачи
может достигать четырех [16].
Учитывая, что общее передаточное отношение передачи
пер
U равно
произведению передаточных отношений составляющих механизмов
12пер пл
UUU
=
⋅
, (2)
и имея в виду допускаемые их значения [6], всегда можно подобрать такие
механизмы, у которых величины, рассчитываемые по формулам (1) и (2) в
точности либо с допустимой погрешностью совпадают.
3.1.1. Синтез планетарных передач
Цель синтеза планетарной передачи – определение чисел зубьев ко-
лес. Исходным параметром синтеза планетарной передачи является ее пе-
редаточное отношение
пл
U
.
Целесообразно применять планетарные передачи с возможно боль-
шим числом сателлитов К, так как увеличение числа сателлитов уменьша-
ет нагрузку на каждый работающий зуб.
Одним из популярных методов синтеза планетарных передач являет-
ся метод сомножителей [10], [17]. Он обеспечивает сходимость процесса
синтеза и позволяет выбирать оптимальные решения.
При известной кинематической схеме и передаточном
отношении
планетарного механизма число зубьев колес выбирают с учетом следую-
щих трех дополнительных условий [18]:
– соосности входного и выходного валов;
– сборки с симметрией зон зацепления;
– соседства сателлитов.
Условие соосности заключается в том, что межосевые расстояния пер-
вой и второй зубчатых ступеней планетарного редуктора должны быть равны.
Условие сборки состоит в
том, что все угловые расстояния между осями са-
теллитов должны быть одинаковы и равны
.
360
0
К
Это условие можно свести к виду
ВрК
К
UZ
Н
=+
−
)1(
*
11
, (3)
где р – целое число полных оборотов водила для обеспечения сборки;
46
В – любое целое число.
Выполнение равенства (3) означает следующее: если один из сател-
литных блоков свободно вводится в зацепление в некоторой исходной по-
зиции, фиксированной относительно неподвижного колеса, то каждый из
остальных сателлитов может также входить в зацепление в этой позиции
после поворота водила на угол
0
360
(1 )
H
р
К
К
ϕ= +
.
При этом предполагается, что все блочные сателлиты одинаковы по
относительному расположению зубьев образующих их колес.
Если число
К
UZ
Н−11
*
целое, сборка не требует дополнительных пол-
ных оборотов водила (
0=
р
) и условие сборки будет следующим:
В
К
UZ
Н
=
−11
*
.
В этом случае для последовательной установки сателлитов достаточ-
но поворачивать водило на угол
0
360
К
ϕ=
.
Условие соседства учитывает возможность свободного размещения
сателлитов в зазоре между центральными колесами без соприкосновения
друг с другом.
Это условие выполняется, если расстояние между осями соседних
сателлитов больше диаметра окружности вершин большого колеса сател-
литного блока:
max..сатасат
dа >
.
Для механизмов, представленных на рис. 22, это условие приводит к
неравенству
21
max.
0
2
180
sin
ZZ
Z
К
сат
+
+
>
,
где
max.сат
Z
– число зубьев большого колеса сателлита.
Знак «плюс» в знаменателе ставится, если зацепление колес 1 и 2
внешнее, «минус» – если зацепление внутреннее.
47
При проектировании редукторов с нулевыми колесами необходимо
учитывать ограничения, накладываемые на выбор числа зубьев, явлениями
подреза и заклинивания.
В парах с внешним зацеплением выбирают числа зубьев колес
17≥
Z
, в парах с внутренним зацеплением число зубьев колеса с внешним
зубом
20≥
Z
, колеса с внутренним зубом – 85≥
Z
. Разность чисел зубьев
колес, образующих внутреннее зацепление, должно быть не менее 8.
В случае, когда подбор числа зубьев для точного воспроизведения за-
данного передаточного отношения в выбранной схеме планетарного меха-
низма затруднен, допускается приближенное решение с погрешностью до 2 %.
3.1.1.1. Подбор чисел зубьев колес планетарного редуктора с двумя
внешними зацеплениями сателлитного блока (рис
. 3.1, а).
1) Из формулы передаточного отношения находим
1
33
(2)
13
1
1
н
ZZ
ZZ
U
−
⋅=−
′
.
2) Полученное число раскладываем на множители, пропорциональ-
ные соответствующим числам зубьев и вводим дополнительные множите-
ли для обеспечения соосности:
3
2
/
1
3
()()
()()
Z
Z
BD B D C D A B
Z
AC A D C C A B
Z
⋅
⋅+ ⋅+
⋅= = ⋅
⋅⋅+⋅+
.
Тогда
1
()
Z
ADCq
=
⋅+⋅
;
2
()
Z
BDCq
=
⋅+⋅
;
/
3
()
Z
CABq
=
⋅+⋅
;
3
()
Z
D А Bq
=
⋅+⋅
.
При выборе общего множителя q все числа Z должны быть целыми
числами не меньше 17.
3) По условию соседства находим предельно допустимое число
сателлитов:
.max
12
2
arcsin
сат
К
Z
ZZ
π
<
+
+
,
где
3max.
ZZ
сат
= ;
48
при
/
33
ZZ > и
/
3max.
ZZ
сат
= ;
23
ZZ > .
4) Проверяем условие сборки.
Если условие не выполняется, следует выбрать меньшее значение
К
или другие значения
Z и повторить расчет.
5) В заключение рассчитываем отклонение полученного передаточ-
ного отношения
1−Н
U от заданной величины:
3
/
3
1
2
1
1
1
11
Z
Z
Z
Z
U
U
н
н
⋅−
==
−
−
.
3.1.1.2. Подбор чисел зубьев колес планетарного редуктора с двумя
внутренними зацеплениями сателлитного блока (рис. 3.1,
б).
1) Из формулы передаточного отношения
/
3
3
1
2
1
1
1
11
Z
Z
Z
Z
U
U
н
н
⋅−
==
−
−
получаем
1
/
3
3
1
2
1
1
−
−=⋅
н
U
Z
Z
Z
Z
.
2) Полученное число
/
3
3
1
2
Z
Z
Z
Z
⋅
раскладываем на множители с учетом
условия соосности:
qCDAZ
⋅
−
⋅
=
)(
1
;
qCDBZ
⋅
−
⋅
=
)(
2
;
qBACZ ⋅+⋅= )(
/
3
;
qBАDZ
⋅
+
⋅
=
)(
3
.
При подборе общего множителя q должны соблюдаться условия
85
1
≥Z , 20
/
3
≥Z , 20
3
≥Z , 85
2
≥Z , 8
31
≥
−
ZZ , 8
/
31
≥− ZZ .
Далее выполняем вычисления по условиям п.п. 3, 4, 5 разд. 3.1.1.1.
3.1.1.3. Подбор чисел зубьев колес планетарного редуктора со сме-
шанным (одно внешнее, другое внутреннее) зацеплением сателлитного
блока (рис. 3.1, в).
1) Из формулы передаточного отношения
49
/
31
32
)2(
1
1
ZZ
ZZ
U
Н
⋅
⋅
+=
−
находим
1
)2(
/
31
32
1
−=
⋅
⋅
−н
U
ZZ
ZZ
.
2) Полученное число раскладываем на множители, пропорциональ-
ные соответствующим числам зубьев, и вводим дополнительные множите-
ли для обеспечения соосности:
)(
)(
)(
)(
/
3
3
1
2
BAC
BAD
CDA
CDB
CA
DB
Z
Z
Z
Z
+⋅
+
⋅
⋅
−⋅
−
⋅
=
⋅
⋅
=⋅
.
Тогда
1
()
Z
ADCq
=
⋅−⋅
;
qCDBZ
⋅
−
⋅
=
)(
2
;
qBACZ
⋅
+
⋅
=
)(
3
;
qBАDZ ⋅+⋅= )(
/
3
.
Общий множитель q подбираем так, чтобы все числа зубьев были
целыми числами, при этом 17
1
≥Z , 20
/
3
≥Z , 17
3
≥Z , 85
2
≥Z , 8
/
32
≥− ZZ .
3) По условию соседства находим допустимое число сателлитных
блоков:
.max
13
2
arcsin
сат
К
Z
ZZ
π
<
+
+
.
4) Проверяем условие сборки по формуле (3). Если условие не вы-
полняется, следует выбрать меньшее значение К или другие значения Z и
повторить расчет.
5) Рассчитываем отклонение полученного передаточного отношения
н
U
−1
от заданной величины.
3.1.1.4. Подбор чисел зубьев колес однорядного планетарного редук-
тора (рис. 3.2).
1) Из формулы передаточного отношения
1
2
1
1
Z
Z
U
Н
+=
−
,
50
задавшись
17
1
≥Z
, найдем
113
*)1( ZUZ
Н
−
=
−
,
и из условия соосности
2
13
2
ZZ
Z
−
=
.
При этом должны выполняться условия
20
/
33
≥≥ ZZ
,
85
2
≥Z
.
2) Выбираем число сателлитов из условия соседства
3
13
2
arcsin
К
Z
Z
Z
π
<
+
+
.
3) Проверяем условие сборки:
КрZZ
=
+
21
.
3.1.1.5. Пример проектирования планетарного редуктора.
Задача: подобрать числа зубьев колес и число сателлитов планетар-
ного редуктора с двумя внешними зацеплениями при
35
1
=
−н
U
.
1) Находим
35
34
35
1
1
1
1
1
/
31
32
=−=−=
⋅
⋅
−Н
U
ZZ
ZZ
.
2) Раскладываем полученное число на сомножители (три варианта):
107
174
57
172
75
172
35
34
/
31
32
⋅
⋅
=
⋅
⋅
=
⋅
⋅
==
⋅
⋅
ZZ
ZZ
.
В соответствии с формулой (3) получаем три варианта чисел зубьев:
(1) (2) (3)
120)717(5
1
=+⋅=Z 154227
1
=
⋅
=
Z 189277
1
=⋅=Z
119)25(17
2
=+⋅=Z
155915
2
=
⋅
=
Z
1871117
2
=⋅=Z
48)717(2
3
=+⋅=Z 4595
3
=
⋅
=
Z
3
10 11 110Z =⋅=
49)25(7
/
3
=+⋅=Z 108274
/
3
=⋅=Z
Редуктор, сделанный по первому варианту, имеет наименьшие габариты.