43115

Пресс-автомат для холодного выдавливания

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, повышающих производительность и облегчающих труд человека на производстве. Главная задача, стоящая перед современным машиностроением- подготовка высококвалифицированных инженеров

Русский

2013-11-04

250 KB

20 чел.

Содержание

Введение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

1 Синтез, структурный и кинематический анализ рычажного механизм .6

1.1 Синтез механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . 6

1.2 Структурный анализ механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . .7

1.3 Кинематический анализ механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

1.3.1 Построение планов положений механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  9

1.3.2 Построение кинематических диаграмм для точки D выходного

звена 5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .9

1.3.3 Определение линейных скоростей характерных точек и угловых

скоростей звеньев механизма методом планов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10

1.3.4 Определение линейных ускорений характерных точек и угловых

ускорений звеньев механизма методом планов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2. Силовое исследование рычажного механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  .13

3. Синтез зубчатого механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . 16

4. Синтез кулачкового механизма. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

Заключение. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

Список литературы. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  . . . . . . . . . . 24

Введение

Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, повышающих производительность и облегчающих труд человека на производстве. Главная задача, стоящая перед современным машиностроением- подготовка высококвалифицированных инженеров. Инженер- конструктор должен владеть совершенными методами. Рационально спроектированная машина должна удовлетворять современным экологическим, техническим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирования новой машины.

 

1 Синтез, структурный и кинематический анализ рычажного механизма

Задано: структурная схема механизма, размеры звеньев (или их соотношения), закон движения ведущего звена и другие параметры.

Требуется: определить недостающие размеры звеньев механизма и

произвести структурный и кинематический анализ механизма графическим

способом.

1.1 Синтез механизма

Рассмотрим кривошипно - коромысленый механизм пресс-автомат для холодного выдавливания

Структурная схема механизма: 1- кривошип;5- ползун; 3- коромысло;

2,4- шатун; 6- стойка

Исходные данные:

Длина кривошип 1 LОА = 0,09м

Длина коромысла 3 LО2С = 0,25м

Длина шатуна 2 LАВ = 0,43м

Длина шатуна 4 LСD = 0,25м

Расстояние L ВО2 = 0,2м

Координаты центра вращения коромысла a(b) = 0,25(0,34) м

Положение центра тяжести звена 2  λS2 = 0,22/0,43=0,5

Положение центра тяжести звена 3  λS3 = 0,1/0,2=0,5

Положение центра тяжести звена 4  λS4 = 0,25/0,5=0,5

Угловая скорость кривошипа 1 ω = 10,5рад/с.

Решение

Определяем расстояние до центра тяжести S2 ,S3 и S4 .

LАS2 = 0,43∙0,5= 0,22м

LО2S3 = 0,2∙0,5= 0,1м

LСS4 = 0,5∙0,5= 0,25м

1.2 Структурный анализ механизма

При структурном анализе нужно решить следующие задачи: подсчитать

число степеней свободы механизма и определить количество начальных звеньев; разложить механизм на структурные группы с нулевой степенью

свободы (группы Ассура) и начальный механизм (начальные механизмы);

определить класс и порядок каждой группы; определить класс механизма;

написать формулу строения механизма.

Структурный анализ механизма представлен в таблице 1.1.

                                 Структурный анализ                               таблица 1.1

Звенья

Кинематические пары (КП)

Условное

обозначение

Название

Схема

Вид

движ

Символ

Обознаач

КП

Класс

кривошип

Вращ.

В01

Р5

5

шатун

Вращ.

В12

Р5

5

коромысло

Вращ.

В30

Р5

5

шатун

Вращ.

В34

Р5

5

ползун

Поступ.

П50

Р5

5

стойка

Определение степени подвижности по формуле Чебышева.

W = 3n – 2p5p4 

n- число подвижных звенев

p5 - число кинематических пар 5 класса;

p4 - число кинематических пар 4 класса;

W = 35 – 27 – 0 = 1

Группы Ассура и начальный механизм

Схемы групп Ассура и

начального механизма

Название, класс,

порядок

Число

звеньев

Число

кинематических

пар

Формула

строения

группы

всего

поводков

Двухповодковая

группа Ассура

2-го класса,2-го

порядка

2

3

2

Гр.Ас.II244550]

Двухповодковая

группа Ассура

2-го класса,2-го

порядка

2

3

2

Гр.Ас.II122330]

Начальный

механизм 1-го

класса

2

1

НМI[B10]

Формула строения механизма: 

НМI[B10] – Гр.Ас.II122330] – Гр.Ас.II244550]

Исследуемый механизм состоит из двух групп Ассура второго класса, и

групп более высокого класса в этом механизме нет, следовательно,

механизм в целом относится к механизмам второго класса.

1.3 Кинематический анализ механизма

Кинематический анализ механизма заключается в исследовании движения его звеньев независимо от сил, вызывающих это движение. При этом решаются следующие задачи: определяются положения звеньев и траектории движения характерных точек в зависимости от обобщенной координаты (угловой или линейной), линейные скорости и ускорения этих точек, угловые скорости и ускорения звеньев.

Существуют различные методы кинематического анализа, позволяющие

установить функциональную зависимость между кинематическими и

метрическими параметрами механизма: аналитический, графоаналитический,

графический и экспериментальный.

В курсовом проекте предлагается использовать графоаналитический

(метод планов) и графический (построение кинематических диаграмм) методы.

1.3.1 Построение планов положений механизма

Чертим кривошип О1А в одном из положений произвольной длины. Возьмем О1А = 36мм. Определяем масштабный коэффициент длины:

К = LОА / О1А = 0,09/36=0,0025м/мм.

Траекторию точки А, принадлежащей кривошипу 1(окружность радиусом

R = 36мм) разбиваем на 12 равных частей и методом засечек определяем

соответствующие положения точек D и C . Получаем 12 планов положений

механизма на одном чертеже. Первое положение кривошипа О1А соответствует крайнему правому положению точки D ползуна 5 . Далее нумеруем все положения в соответствии с направлением угловой скорости ω (против часовой стрелки).

Положения центров тяжести S3S2 и S4 звеньев 2,3 и 4 отмечаем на

соответствующих звеньях О1А, О2В и СD во всех двенадцати положениях

механизма в соответствии с заданными.

1.3.2 Построение кинематических диаграмм для точки D выходного звена 5

Строим диаграмму перемещения  S =f(φ) точки D ползуна 5 в зависимости от угла поворота кривошипа φ. На оси абсцисс откладываем отрезок х , который изображает полный угол поворота кривошипа φ = 2π. Длину отрезка выбираем произвольно (в данном случае х = 240мм), а затем определяем масштабный коэффициент

Кφ = 2π/х = 23,14/240=0,0026рад/мм

Отрезок (х) делим на 12 равных частей и в точках 1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11

откладываем ординаты , равные соответственно положению точки D. Соединяем концы ординат плавной кривой и получаем диаграмму S =f(φ) перемещений точки D в зависимости от угла поворота кривошипа. Диаграмму аналогов скоростей точки D строим методом графического

дифференцирования кривой S =f(φ). Намечаем систему координат S' и φ ниже кривой S =f(φ). На продолжении оси φ влево от начала координат откладываем полюсное расстояние  H1 =30 мм . Из точки Р1 проводим

лучи параллельно хордам кривой перемещений S =f(φ). Эти лучи отсекут на

оси S' отрезки, пропорциональные средним значениям аналогов скоростей S'

на соответствующих участках диаграммы. Отложим эти отрезки на средних

ординатах соответствующих участков и соединим полученные точки плавной

кривой. Эта кривая будет диаграммой аналогов скоростей S' =f(φ).

После построения диаграммы аналогов скоростей аналогично строим

диаграмму аналогов ускорений S'' =f(φ).

При построении диаграмм S' =f(φ) и S'' =f(φ) описанным методом нельзя

получить те участки диаграмм, которые соответствуют половине крайних

участков оси абсцисс. Чтобы закончить построение диаграмм, нужно

дополнительно построить средние значения S'' и S'' для одного- двух участков следующего цикла.

Масштабные коэффициенты КS' и КS'' диаграмм аналогов скоростей и

ускорений S' =f(φ) и S'' =f(φ) определяем по следующим зависимостям:

КS' = КS / Кφ Н1 = 0,0015/300,026=0,002м/мм

К S'' = К S' / Кφ Н2 = 0,002/300,026=0,0025м/мм

1.3.3 Определение линейных скоростей характерных точек и угловых скоростей звеньев механизма методом планов

При реальном проектировании планы строят чаще всего для 12

равноотстоящих положений механизма. В учебном курсовом проекте нужно

построить планы скоростей и ускорений всего для двух положений механизма (в рабочем и холостом ходе). По планам скоростей и ускорений нужно определить линейные скорости и ускорения всех характерных точек

механизма, включая центры тяжести звеньев, угловые скорости и ускорения

звеньев, а также их направления.

Исследуем механизм в пятом и восьмом положениях.

Положение 5

Рассматриваем начальный механизм (1,6) и определяем скорость

центра шарнира О1.

VА = LА ω

где ω1-угловая скорость кривошипа;

      LА -длина звена О1А;

ω1 = 10,5рад/с;

LА = 0,09м;

VА = 0,09∙10,5 = 0,95м/с.

Вектор скорости VА перпендикулярен звену О1А и направлен в сторону его вращения. Скорость VА изображаем на плане скоростей произвольным

отрезком РА. Принимаем РА=95мм.

После этого определяем масштабный коэффициент скорости

КV = VА/РА=0,95/95 = 0,01м/мм

Рассматривая движение точки В сначала по отношению к точке А, а

затем по отношению к точке С, записываем соответственно два векторных

уравнения:

VВ = VА + VАВ

 VВ = VСВ

Решаем эту систему уравнений графически. Через точку А на плане

скоростей проводим прямую, перпендикулярную АВ , а через полюс Р, прямую, параллельную к О1В. Точка пересечения этих прямых линий определит положение конца В вектора.

Для нахождения скорость точки С составим систему уравнений

VС = V D + VС D 

VС = V В + VС В 

Решаем эти уравнения графически. Через точку Р проводим прямую, параллельную траектории движения ползуна. Из точки С проводим прямую перпендикулярную СD. 

Положение точек S2 находится на середине АВ , положение точек S3 находится на середине О2В, положение точек S4 находится на середине СD.

Пользуясь построенным планом скоростей и с учетом КV, находим

величины скоростей:

VВ = РВ∙КV = 33∙0,01=0,33м/с;

VС = РС∙КV = 41∙0,01=0,41м/с;

V D = Р DКV = 36∙0,01=0,36м/с;

V S2 = Р S2КV = 48∙0,01=0,48м/с;

V S3 = Р S3КV = 17∙0,01=0,17м/с;

V S4 = Р S4КV = 38∙0,01=0,38м/с.

Определяем угловые скорости  ω2 ,ω3 ,ω4  звеньев 2,3 и 4:

ω2 = VАВ / LАВ = 0,9/0,43=2,1с-1,

ω3 = V О2В / L О2В = 0,33/0,2=1,7с-1,

ω4 = VСD / LСD = 0,13/0,5 =0,26с-1.

Исследование механизма в восьмом положении проводим аналогично и

результаты заносим в таблицу

Таблица скоростей

Положение

Линейные скорости ,м/с

Угловые скорости, с-1

VВ

VС

V D

V S2

V S3

V S4

ω2

ω3

ω4

5

0,33

0,41

0,36

0,55

0,17

0,38

2,1

1,7

0,26

8

0,77

0,96

0,73

0,83

0,39

0,82

1,1

3,9

0,96

1.3.4 Определение линейных ускорений характерных точек и

угловых ускорений звеньев механизма методом планов

Для механизма первого класса (1,6) определяем ускорение точки А,

принадлежащей кривошипу 1 и совпадающей с центром шарнира О1:

аА  = LО1А ∙ω2 = 0,09∙10,52 = 9,9м/с2.

Положение 5

Намечаем на чертеже полюс плана ускорений (точка Р). Из полюса (Р)

проводим вектор (РА) ускорения аА параллельно звену О1А в направлении от

точки А к точке О1 . Длину отрезка РА приняли произвольно РА = 200мм.

После этого определяем масштабный коэффициент ускорения:

Ка = аА/ РА = 9,9/200=0,05м/с2мм.

Для определения ускорения точки В записываем два векторных уравнения:

āв = āа + āнАВтАВ  

āВ = āО2В  āнАВ = U2АВ / l АВ āтАВ перпендикулярно АВ.

Положение точки С   находим по теореме подобия, используя

соотношения:  О2В:О2С=РbPc

Для определения ускорения точки D записываем два векторных уравнения:

ā D = ā C + āн DCт DC  

ā D = ā D  āнDC = U2 DC / l DC āт DC перпендикулярно DC.

Из построенного плана ускорений определяем величины ускорений:

Определяем угловые ускорения ε2 ,ε3 и ε4 звеньев 2,3 и 4

Направления ε2 ,ε3 и ε4 определяем по направлениям тангенциальных ускорений .

Аналогично строим план ускорения для положения 8:

Положение

Линейные скорости , м/с2

Угловые скорости, с-2

āS2

āS3

āS4

āВ  

āС 

ā D 

āнАВ 

āнСD 

анО2В 

ε 2

ε 3

ε 4

5

8,6

3,8

8,5

7,5

9,4

7,9

1,9

0,03

0,55

8,8

37

7,5

8

7,7

3

4,4

5,9

7,4

2,2

0,5

0,46

3

13,4

25,4

13,1

2. Силовое исследование рычажного механизма

Силовой анализ механизма предлагает решение первой задачи динамики -

по заданному закону движения определить действующие силы. Так как законы

движения начальных звеньев и внешние силы, действующие на звенья механизмов, заданы, то силовой расчет сводится, в основном, к определению

реакций в кинематических парах. Результаты силового анализа необходимы для

дальнейших расчетов деталей на прочность, жесткость, износостойкость, надежность, для выбора типов и размеров подшипников, определения коэффициента полезного действия механизма.

Чертим кинематическую схему механизма (лист 2) для положения 8, в масштабе.

Чертим в этом же масштабе группу Асcура 4-5.

Обозначаем векторами все силы, действующие на звенья группы, включая силы инерции и моменты сил инерции.

Определяем массы m4 и  m5 звеньев 4 и 5 по приближенным формулам

Массу шатуна 4 определяем по формуле:

mi = k∙ li 

где k=8…12 кг/м ;

 l-длина звена, м;

Массу m5  определяем по формуле:

m5 = m4 ∙0,5

m4 = 10∙0,5=5 кг,

m5 = 5∙0,5 = 2,5 кг.

Определяем силы тяжести звеньев по формуле:

Gi = mig,

где mi- масса звена i , кг;

       g-ускорение свободного падения;

        g=9,81 м/с2;

G4 = 5∙9,8=49 Н,

G5 =2,5∙9,8=24,5 Н,

Определяем силы инерции звеньев по формуле:

Фi = mi ∙аsi 

где mi - масса звена i , кг;

     аsi - ускорение центра тяжести звена i ;

Ф4 = 5∙4,4=22Н,

Ф5 = 2,5∙2,2=5,6Н.

Векторы сил инерции направляем противоположно векторам ускорений центров масс.

Определяем главный момент силы инерции Мф4 звена 4:

Мф4 = Js4 ε4 ,

где Js4 - осевой момент сил инерции звена 4;

Js4 = m4 l2/12 = 5∙0,52/12 = 0,1кг∙м2.

Мф4 = 130,1 = 1,3Нм

Момент МФ4 направляем противоположно направлению ε4. На звене 5 момента нет, так как это звено не вращается, а совершает возвратно-поступательное движение. Определяем реакции в кинематических парах группы Ассура 4-5.

Находим Ft43 из уравнения моментов сил звена 2 относительно точки D:

-Ft43 h - Мф4 + G4h + Ф4h= 0

Ft43 = (- Мф4 + G4h + Ф4h)/h =(- 1,3 + 11,8 + 4,4)/0,5= 29,6Н

Находим неизвестные по величине, но известные по направлению силы F n 43 и  F43 из векторного уравнения сил звеньев 4 и 5:

Строим план сил. Из плана сил находим силы F43 .

Исследуем группу Ассура 2-3

Чертим схему группы в масштабе и показываем векторами направления

всех действующих на звенья этой группы сил.

Определяем массы m2 и  m3 звеньев 2 и 3 по приближенным формулам.

m2 = 100,43=4,3 кг,

m3 = 200,2=4 кг.

Аналогично как и для звенев 4 и 5 определяем G2 и G3 , Ф2 и Ф3

G2 = 4,3∙9,8 = 42Н, Ф2 =4,3∙7,7= 33Н Мф2= 4,30,43213,4/12 = 0,9Нм

G3 = 4∙9,8=39,2 Н,  Ф3 = 4∙3=12Н Мф3 = 40,2225,4/12=0,25Нм

Составляем уравнение моментов сил, приложенных к звеньям 2 и 3

относительно точки В и находим

 Ft36 h + Мф3 - F34 h + G3h + Ф3h= 0

Ft36 =(-Мф3 + F34 h - G3h - Ф3h)/h=(- 0,25+320,04–39,2∙0,05–12∙0,085)/0,2 =-10Н

Ft21 h - Мф2 + G2h + Ф2h= 0

Ft21 = (Мф2 - G2h - Ф2h)/ h = (0,9 42∙0,17 – 33∙0,12)/ 0,43 = - 26Н.

Строим план сил и находим неизвестную силу.

F21 = 95н.

Рассматриваем начальный механизм, который состоит из начального

звена 1 и стойки 6.

Из уравнения моментов сил относительно точки О1 находим уравновешивающую силу .F ур , приложенную в точке А перпендикулярно звену

О1А:

F Ур h - F12 h = 0,

F Ур = F12 h/ h = 95∙0,05/0,09 =52,7Н.

Определяем уравновешивающую силу F Ур  по теореме Н.Е.Жуковского

“О жестком рычаге”.

Переносим с листа 1 на лист 2 план скоростей и поворачиваем его на 900.

В соответствующих точках прикладываем векторы всех активных сил (тяжести звеньев, производственного сопротивления), а также векторы сил инерции, главных моментов сил инерции и уравновешивающей силы.

Главные моменты Мф2ф3 и Мф4 сил инерции заменяем парами сил:

F' Мф2 = F'' Мф2 = Мф2/ l = 0,9/0,43= 2,1Н,

F' Мф3 = F'' Мф3 = Мф3/ l = 0,25/0,2= 1,25Н,

F' Мф4 = F'' Мф4 = Мф4/ l = 1,4/0,5 = 2,8Н.

Определяем плечи всех сил относительно полюса ( Р ) плана скоростей

непосредственным измерением на чертеже (кратчайшее расстояние от полюса

до векторов сил или их продолжения).

Составляем уравнение моментов всех сил относительно полюса ( Р ) плана

скоростей, из которого затем определяем величину уравновешивающей силы

F* Ур  :

- F* Ур  h+G4h+G3h+G2h+ Ф2 h3h+ Ф4 h+F'' Мф3 h+F'' Мф4 hF''Мф2 hF' Мф4 h+F'Мф2 h=0

F* Ур = (G4h+G3h+G2h+ Ф2 h3h+ Ф4 h+F'' Мф3 h+F'' Мф4 hF''Мф2 hF' Мф4 h+F'Мф2 h)/h

F*Ур=(490,23+39,20,19+420,19+330,34120,33110,7+1,250,77+2,80,18–2,10,56–2,80,65+2,10,1)/0,95=50,7Н

Сравниваем значения . F Ур  и F* Ур  :

Разница () составляет:

∆ = (52,7-50,7)/50,7= 0,04

3. Синтез зубчатого механизма

Схема многоступенчатого редуктора, состоящего из планетарной

ступени и внешней пары колес 4 и 5.

Передаточное отношение всего редуктора i15=8,6.

Числа зубьев z4 и z5 колес 4 и 5:

z4=14;

z5=24.

Модули колес планетарной ступени и внешней пары:

m1 = 3мм.

Частота вращения колеса 1: n1 =860 об/мин

Решение.

Проектируем планетарную ступень зубчатого механизма.

Определяем передаточное отношение планетарной ступени:

i (3)= i15 / i45 ,

где i45 - передаточное отношение внешней пары колес 4 и 5;

i45 = z5 /z4 = 24/14= 1,714;

i (3)= 8,6/1,714= 5.

Задаемся числом зубьев z1 центрального колеса 1 из условия, что все

колеса в планетарном редукторе нулевые, а редуктор должен быть

минимальных габаритов:

z1=18.

Определяем число зубьев z3 центрального колеса 3 из формулы для

определения передаточного отношения однорядного планетарного редуктора:

i (3) = 1 - i (н)13

где i (3) - передаточное отношение механизма, когда движение передается от колеса 1 к водилу Н при неподвижном колесе 3;

i (н)13передаточное отношение механизма в обращенном движении (от колеса 1 к колесу 3 при остановленном водиле и освобожденном колесе 3)

i (н)13 = - z3 /z1 ;

i (3)1н = 1 + z3 /z1;

z3 = z1(i (3)1н – 1 );

z3 = 18(5 – 1 )= 72.

Определяем число зубьев колеса 2 (сателлита) из условия соосности

механизма:

r1+2r2=r3,

где r1,r2,r3 - радиусы делительных (начальных) окружностей колес, мм

или z1+2z2=z3;

отсюда

z2 = (z3z1)/2 = 72-18/2=27.

Определяем количество сателлитов (k), удовлетворяющее условию

сборки:

z1 + z3 = Nk,

где N целое число;

k-число сателлитов (k рекомендуется проверять в пределах от 2 до 6).

При k=6        N = 18+72/6=15 - целое число;

При k=5        N = 18+72/5=18 - целое число;

При k=4        N = 18+72/4=22,5 - дробное число;

При k=3        N = 18+72/3=30 - целое число;

При k=2        N = 18+72/2=45 - целое число;

Таким образом, k можно принять равным шести, трем и двум. При k=6

нагрузка на зубья колес равномернее распределяется. С другой стороны, легче

и экономичнее изготовить и собрать механизм с двумя сателлитами.

Принимаем k=2 из соображений экономичности и простоты конструкции.

Проверяем условие соседства для внешнего зацепления (зацепление колес 1 и 2):

(z1z2)sin1800/kz2 + 2·ha*;

где 2ha*-коэффициент высоты головки зуба;

2ha*= 12ha* для зуба нормальной высоты;

(18 – 27)sin1800/2 ≥ 27 + 2·1;

45≥29.

Условие соседства для внешнего зацепления колес 1 и 2 выполняется. Проверяем условие соседства для внутреннего зацепления (зацепление колес 2 и 3):

(z3z2)sin1800/kz2 + 2·ha*;

(72 – 27)sin1800/2 ≥ 27 + 2·1

45≥29.

Условие соседства выполняется и для внутреннего зацепления.

Таким образом, принимаем:

   z1 =18 ,z2 = 27, z3 = 72, k = 2.

Определяем диаметры делительных (начальных) окружностей колес

1, 2 и 3 планетарной ступени механизма:

d1 = m1z1 = 318 = 54мм;

d2 = m2z2 = 327 = 81мм;

d3 = m3z3 = 372 = 216мм;

Чертим схему планетарного редуктора в двух проекциях и проводим

кинематическое исследование планетарного механизма графическим методом.

Графический метод кинематического исследования сводится к

построению треугольников линейных скоростей каждого колеса механизма и

нахождению из них угловых скоростей ωi (или чисел оборотов в минуту ni ), а

также передаточных отношений.

Определяем линейную скорость точки А, являющейся общей для колес 1 и 2:

VA = ω1 r1 ,

где ω1- угловая скорость колеса 1;

r1 - радиус делительной окружности колеса 1;

ω1 = πn1/30 ;

ω1 = 3,14860/30 = 90c-1;

VA = 900.0216 = 1,944м/с.

Проводим прямую r-r , параллельную линии центров O1- O2 , и

спроектируем на нее точки  O1A,B,C. Из точки A перпендикулярно к прямой r-r проводим отрезок Aa, изображающий в масштабе Kv скорость точки A :

Kv = VA/ VA = 1,944/49,6=0,04м/с /мм

С другой стороны, колесо 2 находится в зацеплении с неподвижным

колесом 3, поэтому скорость точки С колеса 2 равна нулю. Этих данных

достаточно, чтобы построить закон распределения скоростей колеса 2 в виде

прямой 2, проходящей через С и а. При помощи этой прямой находим

скорость  центра колеса 2 в виде отрезка Bb . Эту скорость будет иметь и

центр подвижного подшипника водила H. Так как водило H вращается вокруг

центра О1, то закон распределения скоростей будет представлен прямой

линией О1, проходящей через точку в. При этом отрезок Ad представляет

скорость точки D водила H, удаленной от центра О на расстояние r1.

Числовую величину скорости точки B определяем:

VВ = Bb Kv = 250,04= 1 м/с

Для построения картины угловых скоростей перпендикулярно к линии

центров проведем линию n- n. Выберем на этой линии произвольную точку S .

Проведем через эту точку параллель к линии центров и отложим вниз от точки

S произвольный отрезок SP = h. Из точки P проведем лучи, параллельные

линиям 1, 2,H до пересечения их с прямой n- n. Эти лучи пересекут прямую

n- n в точках 1, 2 и H. Рассмотрим треугольник 1 SP :

Определим угловую скорость колеса 1:

ω1 = VA/ r1 = 1.944/0,0216 = 90 c-1.

Определяем масштабный коэффициент угловой скорости:

Kω = Kv/ Klh

где K ν - масштабный коэффициент линейной скорости;

Kl- масштабный коэффициент длины;

h – полюсное расстояние,

Kω = 0,04/ 0.0015640 =0,64c-1

С учетом масштаба:

ω1 = S1 Kω = 140.680,64 = 90 c-1

ω2 = S2 Kω = 59,240,64 = 38 c-1

ωH = SH Kω = 48,10,64 = 31 c-1.

Определяем основные геометрические параметры эвольвентных прямозубых цилиндрических зубчатых колес 4 и 5. Так как z4<17, то колеса нарезаются со смещением режущего инструмента. Определяем минимальный коэффициент смещения x min для шестерни 4, при котором не происходит подрезание ножек зубьев:

x min = x min – z4 / x min = 17 – 14 /17 = 0,2

Проектируем равносмещенную передачу, приняв x4=0,2 и x5=-0,2.

Определяем диаметры делительных окружностей:

 d4 =  mz4 = 414 = 56 мм;

d5 =  mz5 = 424 = 96 мм;

соответственно

r4 = 24 мм;

r5 = 48 мм.

Определяем диаметры основных окружностей:

d b4 =  d4 cos α = 560,93 = 52,08 мм;

d b5 =  d5 cos α = 960,93 = 89,28 мм;

где α- угол наклона зуба исходного профиля инструмента;

α=20 ;  cos 200 = 0,93;

Определяем диаметры начальных окружностей:

d w4 =  d b4 /cos αw = 56мм;

d w5 =  d b5 /cos αw = 96мм;

Определяем диаметры окружностей ножек зубьев:

d f4 =  m(z4 -2,5+2x4)= 4(14-2,5+20,2) = 47,6мм;

d f5=  m(z5 -2,5-2x5)= 4(24-2,5+20,2) = 84,4мм;

соответственно,

rf4 = 23,8 мм;

rf5 = 42,2 мм.

Определяем межосевое расстояние:

αω = 0,5m(z4+z5)= 0,54(14+24)=76 мм.

Определяем радиусы окружностей вершин зубьев:

ra4 = αω - rf5 – 0,25m = 76 – 42,2 – 0,254 = 32,8 мм;

ra5 = αω - rf4 – 0,25m = 76 – 23,8 – 0,254 = 51,2 мм;

соответственно,

d a4 = 65,6 мм;

d a5 = 102,4 мм.

Определяем шаг зацепления:

P = πm = 3,144= 12,6 мм.

Определяем высоту зуба:

h = 2,25m = 2,254 = 9 мм.

Определяем толщину зубьев по делительным окружностям:

S4 = m(0,5π+2x4tgα) = 4(0,53,14+20,20,364)= 6,9 мм.

S5 = m(0,5π-2x4tgα) = 4(0,53,14-20,20,364)= 5,7мм.

Определяем коэффициент перекрытия:

 ε0 = [(√r2 a4 + r2 b4 + r2 a5 + r2 b5 -  αω sin αω )/(Pcos α)] = 1,6

Требуемое условие ε0 ≥1,2 выполняется:

1,6>1,2

Чертим картину эвольвентного зацепления.

По результатам расчета параметров зубчатых колес выполняем

построение зубчатого зацепления в следующей последовательности:

отложим межосевое расстояние, обозначив центры вращения колес О4 и О5;

проводим делительные (начальные) радиусы зубчатых колес r4 и r5 , радиусы окружностей вершин зубьев ra4 и ra5 радиусы впадин зубьев rf4 и rf5.

Обозначим точку касания начальных окружностей через Р (полюс зацепления);

проводим прямую XX, касательную к начальным окружностям, и к

касательной под углом  α=200 линию зацепления N- N  через полюс Р;

из центров О1 и О2 на линию N- N  опускаем перпендикуляры  O4 A и  O5 B и

этими радиусами проводим основные окружности rb4 и rb5;

отрезок РА делим на произвольное число частей, например, на 5. Длина

каждой части l . Если в точке Р происходит зацепление в данный момент, то

утверждаем, по свойству эвольвенты, что отрезок РА равен длине пути 1 5

основной окружности, так как он является отрезком образующей прямой;

делим дугу на такое же количество равных частей через каждую из полученных точек (1',2',...,6' ) проводим касательную к основной окружности;

отрезок РА состоит из пяти отрезков длиной l ; по касательной от точки 5' откладываем четыре отрезка, от точки 4'- три отрезка l и т.д. Затем соединяем их концы плавной кривой. Получаем эвольвенту. Для продолжения эвольвенты за точку Р надо вправо от точки 6' по основной окружности отложить дуги, равные предыдущим на участке 1-6. Через полученные точки 7 ' и 8' тоже проводим касательные и на них откладываем, соответственно, отрезки длиной 6l и 7l , концы которых соединяем плавной кривой. Получаем продолжение эвольвенты. Аналогично строим эвольвенту профиля второго колеса.

Для построения зуба по делительной окружности от полюса откладываем

ширину зуба S. Его середину соединяем с центром, затем откладываем

значение впадины е, далее половину ширины зуба S/2 и повторяем

вычерчивание второго и третьего зубьев первого колеса .

Подобным образом строим три зуба на втором колесе.

4. Синтез кулачкового механизма

Задано:

Схема кулачкового механизма с толкателем коромыслового типа.

Синусоидальный закон движения толкателя в виде диаграммы аналогов

ускорений.

Фазовые углы:

φп = 900 = 1,57рад,

φо = 600 = 1,05рад,

φвв = 600 = 1,05рад.

Требуется определить основные размеры кулачкового механизма и

кулачка. Построить профиль кулачка, который будет обеспечивать заданный

закон движения толкателя.

Строим кинематические диаграммы для выходного звена кулачкового

механизма расчетным методом.

Откладываем ось абсцисс длиной L= 360мм – ось φ. Считаем масштабный коэффициент оси φ :

Кφ = 2π/360 = 2∙3,14/360 = 0,017 рад/мм.

На отложенной оси отмечаем заданные фазовые углы с учетом

масштаба:

φп =  1,57/0,017=90мм,

φо =  1,05/0,017=60мм,

φвв = 1,05/0,017=60мм.

Затем делим угол подъема и опускания на шесть равных частей. Далее

находим аналоги ускорений во всех фазах угла подъема и опускания.

S˝п = S˝o = ±2πh/ φ2п sin(2π/ φп )∙φ1

где φ1 = 1∙φп /6

S˝п max = 2∙3,14∙0,02/ 1,572 =0,051м

S˝о max = 2∙3,14∙0,02/ 1,052 =0,114м

S˝п1 = S˝п2 = S˝п4 = S˝п5 =  ±2∙3,14∙0,02/ 1,572  sin1800/6 = 0,026м

S˝п3 = S˝п6 = S˝о3 = S˝о6 = 0

S˝о1 = S˝о2 = S˝о4 = S˝о5 = ±2∙3,14∙0,02/ 1,052  sin1800/6 = 0,057м

КS˝ = S˝max / S˝max = 0,114/33 = 0,0035м/мм.

Также делим угол подъема и опускания на шесть равных частей. Далее находим аналоги скоростей во всех фазах угла подъема и опускания.

S'п = S'o = ±h/ φп (1-cos(2π/ φп)∙φ1)

S'п1 = S'п5 = ±0,02/ 1,57 (1-cos2∙3,14/ 6)= 0,002м.

S'п2 = S'п4 = 0,0065м, S'п3 = 0,013м, S'п6 = 0м.

S'о1 = S'о5 = ±0,02/ 1,05 (1-cos2∙3,14/ 6)= 0,0025м.

S'о2 = S'о4 = 0,0095м, S'о3 = 0,019м, S'о6 = 0м.

КS' = S'max / S'max = 0,013/50 = 0,00026м/мм.

Последней строим диаграмму перемещения толкателя S = S(φ)

Также делим угол подъема и опускания на шесть равных частей. Далее находим перемещение во всех фазах угла подъема и опускания.

Sп = Sо =  h(φ/φп – 1/ sin(2π/ φп )∙φ1)

Sп1 = Sо1 = 0,02(1/6 – 1/2∙3,14 sin2∙3,14/ 6)= 0,00055м

Sп2 = Sо2 =0,0039м,

Sп3 = Sо3 = 0,01м,

Sп4 = Sо4 = 0,016м,

Sп5 = Sо5 =0,019м,

 Sп6 = Sо6 =0,02м.

КS = Smax / Smax = 0,02/95 = 0,0002м/мм.

Определяем минимальный начальный радиус кулачка Ro из условия выпуклости профиля упрощенным графическим способом, предварительно определив максимальное значение аналога отрицательной скорости. Построение выполняем, используя масштабный коэффициент КL = 0,0005м/мм.

Из построения находим: R0 = 90,06мм, е = 13мм.

Определяем действительный размер минимального радиуса:

R0 = 90,060,0005= 0,045м, е = 130,0005=0,0065м .

Строим профиль кулачка методом обращенного движения, используя масштабный коэффициент КL = 0,0005м/мм.

  1.  Строим окружность радиуса R0 = ВО0

    2. Откладываем от прямой ВО0 в направлении, противоположном

вращению кулачка, заданные фазовые углы φп φвв и φо получаем точки

пересечения сторон этих углов с окружностью радиуса ВО0.

   3. Фазовые углы φп и φо делим на шесть равных частей, и нумеруем точки

в направлении, противоположном вращению кулачка.

   4. Через точки деления проводим касательные к окружности радиуса е.

   5. Засекаем касательными дугами окружностей радиусов АВ1 АВ2 … АВ6в

точках С12 …С6 дугами радиусов. Соединяя плавной кривой точки С12 …С6 получаем теоретический профиль кулачка.

   6. Для получения практического профиля кулачка нужно построить огибающую дуг радиуса ролика r < (0,4...0,5) R0   , имеющих центры на теоретических профилях.

Заключение

Данный курсовой проект помог мне обобщить и закрепить знания и

методы исследования механизмов и машин. На всех четырёх листах были

применены все методы, которые изучались в течение всего курса теории

машин и механизмов. Особенно это касается метода графического

дифференцирования для построения диаграмм, построения планов сил,

скоростей и ускорений. При выполнении задач были применены общие

методы кинематического и динамического анализа и синтеза. Кроме того,

приведены кинематическая цепь редуктора и выполнены графические

построения плана скоростей и плана ускорений.

Таким образом, выполненный курсовой проект отражает уровень

знаний, которые студент получил при изучении курса теории машин и

механизмов.

Список литературы

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.- М.: Наука, 1988.-640с.

2. Кореняко А.С. Теория механизмов и машин.- Киев: Виша школа, 1976.-

443с.

3. Силовой анализ рычажных механизмов. Методические указания к

курсовому проекту по теории механизмов и машин В.Ф.Филиппов:

Изд.филиала ТПУ.-2002.- 26с.

4. Геометрический синтез планетарных зубчатых механизмов с помощью

ЭВМ. Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов

и машин. В.Ф.Филиппов: Изд.филиала ТПУ.-2000.- 27с.

5. Синтез плоских кулачковых механизмов с использованием ЭВМ.

Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов и

машин. В.Ф.Филиппов: Изд.филиала ТПУ.-2000.- 22.

6. Теория механизмов и механика машин. Методические указания к

курсовому проекту по теории механизмов и машин. В.Ф.Филиппов:

Изд.филиала ТПУ.-2000.- 17с.

7. Синтез и анализ зубчатого механизма. Методические указания к

курсовому проекту по теории механизмов и машин Н.А.Сапрыкина,

В.В.Седнев: Изд.филиала ТПУ.-2003.- 14с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

63081. Уроки физической культуры в начальных классах 3.14 MB
  Уроки физической культуры — основная форма обучения, воспитания и развития учащихся. В процессе обучения физическим упражнениям дети с нарушениями интеллекта приучаются выполнять их в различных условиях: утром при проведении зарядки, на уроках письма, математики, ручного труда.
63082. РОЗВИТОК МОРСЬКИХ ПОРТІВ У КОНТЕКСТІ РОЗШИРЕННЯ ТРАНСПОРТНО-РОЗПОДІЛЬЧОГО ТА ТРАНЗИТНОГО ПОТЕНЦІАЛУ УКРАЇНИ 29.48 KB
  Загальна характеристика проблеми Чинники які обумовлюють зростаючу роль морських портів. У цьому контексті зростатиме роль морських портів як однієї із найважливіших ланок національної транзитно-транспортної інфраструктури.
63085. Географія основних галузей промисловості світу 19.56 KB
  Мета: формувати в учнів систему знань про основні галузі промисловості світу; продовжити навчання учнів навичкам колективної роботи в ході вивчення нового матеріалу; вдосконалення вміння учнів працювати із компютером статистичним матеріалом складати...
63089. Создай огненный текст в Фотошоп 730.54 KB
  Создаем новый документ с черным фоном любого размера добавляем новый слой и пишем текст темно-красного цвета: На текстовом слое применяем стили слоя Lаyer Lаyer Style Слой Стиль слоя: Inner Shаdow Внутренняя Тень...