ЗАДАНИЕ №7

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ КИСЛОРОДНОГО ДВУХЦИЛИНДРОВОГО КОМПРЕССОРА

Шаговый транспортер предназначен для непрерывного перемещения деталей с одной позиции на другую при последовательной обработке деталей на нескольких станках, объединенных в автоматическую линию. Детали о кол-ве z перемещаются одновременно в направлении технологической последовательности обработки по направляющим типа рольганга. Перемещение осуществляется с помощью штанги 5 и захватов 6, выступающих над направляющими.

Для возвратно-поступательного перемещения штанги используется шестизвенный кулисно-ползунный механизм, состоящий из кривошипа 1, ползуна 2, кулисы 3, камня 4 и штанги 5 (рис. 7—1).

Рис. 7-1. Схема кулисно-ползунного механизма шагового транспортера и кулачкового механизма конечного переключателя.

Расстояние между рабочими позициями станков кратно шагу H транспортера. На величину этого шага деталь перемещается за один оборот кривошипа. По окончании рабочего хода детали закрепляются при помощи специальных зажимных устройств, команда на включение которых подаете с помощью конечного переключателя 7 и кулачкового механизма. При холостом ходе штанги 5 захваты 6 наталкиваются на неподвижную деталь, поворачиваются относительно оси и проходят под деталью.

Средняя скорость перемещения деталей обеспечивается при помощи привода, состоящего из электродвигателя, зубчатой передачи , планетарного четырехрядного редуктора зубчатой передачи и кулисного механизма.

Число двойных ходов штанги в минуту определяют по заданной средней скорости перемещения штанги с учетом коэффициента изменения средней скорости.

При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить включение зажимных устройств и поворота дискового кулачка, закрепленного на одном валу с кривошипом, на угол, равный , и их своевременное выключение в конце обратного хода штанги в соответствии циклограммой приведенной на рис. 7—2.

Рис 7-2. Циклограмма работы механизмов шагового транспортера

При проектировании и исследовании механизмов шагового транспортера считать известными параметры, приведенные в табл. 7—1.

компрессора является шестизвенный шарнирно-рычажной механизм.

Рис. 7—3. Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма конечного переключателя

При проектировании и исследовании механизмов шагового транспортера считать известными параметры, приведенные в табл. 7—1.

Объем и содержание курсового проекта.

Лист 1. Проектирование кулисного механизма и определение закона его движения.

1. Определение основных размеров механизма по заданным условиям.
2. Определение момента инерции маховых масс, обеспечивающих вращение кривошипа при установившемся режиме работы с заданным коэффициентом неравномерности. Определение момента инерции дополнительной маховой массы (маховика), установленной на валу электродвигателя (рис.7-1).
3. Построение диаграммы изменения угловой скорости кривошипа за время одного цикла установившегося режима. Основные результаты расчета привести в таблице 1—1б(Приложение 1).

Примечание.

1. Длину штанги транспортера в зависимости от кол-ва перемещаемых деталей рассчитывать по формуле: l_ш =H(2z_д +3).

2. Силы сопротивления движению транспортера определять с учетом силы трения между штангой и ее направляющими и между деталью и рольгангом.

3. Веса звеньев механизма и их моменты инерции даны ориентировочно. Вес штанги транспортера подсчитывать с учетом ее длинны в зависимости от кол-ва пер. деталей.

Лист. 2 Силовой расчет кривошипно-кулисного механизма.

1. Определение углового ускорения звена приведения по

уравнению движения в дифференциальной форме (на основании исследования, выполненного на листе 1 проекта) в

положении механизма соответствующем заданному углу j₁ . Определение линейных ускорений центров тяжести и угловых ускорений звеньев.

2. Построение картины силового нагружения механизма.

3. Определение сил в кинематических парах механизма.

4. Оценка точности расчетов, выполненных на листах 1 и 2 проекта по уравнению моментов или уравнению сил для ведущего или ведомого звена механизма.

Основные результаты расчета привести в табл. 1—2 (Приложение I).

Лист 3. Проектирование кулачковою механизма конечного переключателя.

1. Определение угла (j_раб = d_раб) рабочего профиля кулачка и его составляющих (j_под ,j_выст ,j_сп) с учетом циклограммы работы механизмов транспортера (рис. 7—2).
2. Построение кинематических диаграмм движения толкателя (ускорения, скорости и перемещения) с учетом заданного закона изменения ускорения толкателя (рис. 7—3).
3. Определение основных размеров кулачкового механизма наименьших габаритов с учетом максимально допустимого угла давления .
4. Построение профиля кулачка (центрового и конструктивного).
5. Построение диаграммы изменения угла давлений в функции угла поворота кулачка.

Основные результаты расчета привести в табл. 1—3 (Приложение 1).

Лист 4. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора.

1. Выполнение геометрического расчета эвольвентой зубчатой передачи z₁ , z₂ (рис. 7-1).
2. Построение схемы станочного зацепления при нарезании колеса с меньшим числом зубьев и профилирование зуба (включая галтель) методом огибания.
3. Вычерчивание схемы зацепления колес с указанием основных размеров и элементов колес и передачи.
4. Проектирование планетарного редуктора (рис. 7—1) ( подбор чисел зубьев) по заданному передаточному отношению редуктора и числу сателлитов. Допустимое отклонение i_ред±5%. Колеса планетарного редуктора нулевые; модуль колес принять равным единице.
5. Определение передаточного отношения, линейных скоростей и чисел оборотов звеньев спроектированного редуктора графическим способом.

Основные результаты расчета привести в таблице 1-4(Приложение 1).

Исходные данные        Таблица 7-1

Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Числовые значения для вариантов
			А	Б	В	Г	Д
1. Шаг транспортера	H	м	1,5	1,8	1,2	1,0	0,8
2. Средняя скорость перемещения деталей	V5ср	м/c	0,091	0,075	0,083	0,091	0,100
3. Коэффициент изменения скорости штанги	Кv	-	1,50	1,6	1,55	1,7	1,6
4. Частота вращения электродвигателя	n	c^-1	16,70	15,86	16,37	24,05	24,38
5. Кол-во перемещаемых деталей	zд	шт	10	8	6	10	8
6. Вес детали	Gд	Н	491	589	981	687	687
7. Вес погонного метра штанги	q	Н*м	147	100	137	118	147
8. Относительные размеры звеньев кулисного механизма l=OC/DC	l	-	0,50	0,60	0,65	0,50	0,55
9. Приведенный коэффициент трения деталей по направляющим	fд	-	0,08	0,10	0,08	0,10	0,10
10. Приведенный коэффициент трения штанги по направляющим	fш	-	0,10	0,08	0,10	0,08	0,08
11. Момент инерции кулисы относительно оси качения	I3C	КГ*м^2	0,8	1,0	0,7	1,2	1,3
12. Маховой момент ротора электродвигателя	mDд2	КГ*м^2	0,10	0,15	0,12	0,08	0,06
13. Маховой момент зубчатых механизмов и муфты, приведенный к валу кривошипа	mD12	КГ*м^2	200	300	250	400	500
14. Коэффициент неравномерности вращения кривошипа	d	-	0,050	0,035	0,040	0,05	0,08
15. Угловая координата кривошипа для силового расчета (рис. 7-1)	j1	град	120	150	210	240	150
16. Углы поворота дискового кулачка, соответствующие включению и выключению переключателя (рис. 7-2)	jпод = jсп	град	40	50	45	50	60
17. Угол поворота толкателя в кулачковом механизме	y	>>	15	20	25	20	25
18. Длина толкателя	lBE	м	0,10	0,12	0,15	0,08	0,09
19. Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме	aдоп	Град	40	45	35	40	30
20. Число зубьев колеса Z1	Z1	-	12	13	14	16	15
21. Сумма чисел зубьев колес в передаче Z1 , Z2	Zc= Z1+ Z2	-	36	36	36	36	36
22. Межосевое расстояние первой зубчатой передачи Z1 , Z2	A	м	0,150	0,150	0,150	0,150	0,150
23. Модуль зубчатых колес Z1 , Z2	m	мм	8	8	8	8	8
24. Число сателлитов в планетарном редукторе	K	Град	3	3	3	3	3
25. Параметр исходного контура реечного инструмента	aо	-	20	20	20	20	20
	h^*a	-	1	1	1	1	1
	c^*	-	0,25	0.25	0.25	0.25	0.25