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

24 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

5505. Интерфейсы. Определение и реализация интерфейсов 71.5 KB
  Интерфейсы В этом разделе рассматриваются интерфейсы за счет представления полного определения одного из интерфейсов, определенного Microsoft - System. IDisposable. Интерфейс IDisposable содержит один метод Dispose, предназначенный для...
5506. Микозы. Особенности заболевания и ухода за больным 77 KB
  Микозы Определение Этиология Классификация по клиническим формами разновидностям Тактика среднего медицинского работника при данных заболеваниях Принципы лечения Особенности ухода за пациентами Диспансеризац...
5507. Основные правовые и законодательные документы по осуществлению агропромышленной интеграции 50.61 KB
  Основные правовые и законодательные документы по осуществлению агропромышленной интеграции В агропромышленном комплексе России функционируют различные агропромышленные формирования (агрофирмы, холдинги, финансово-промышленные группы и др.), деятельн...
5508. Використання вбудованих функцій excel для фінансових розрахунків 495 KB
  Використання вбудованих функційexcel для фінансових розрахунків Фінансові функції Excel призначенні для обчислення базових величин, необхідних для проведення складних фінансових розрахунків. Прості та складні відсотки Прості відсотки...
5509. Аппаратная реализация системного анализа 107 KB
  Понятие модели. Классификация моделей Под аппаратной реализацией в системном анализе понимается моделирование поведения сложной системы, процессов принятия решений в ней, а так же методология (система познавательных средств, методов (способов) и ...
5510. Общие закономерности экономического развития. Основные типы экономических систем 66.5 KB
  Общие закономерности экономического развития. Основные типы экономических систем. Цель изучения данной темы - уяснить, какие экономические категории и законы являются общими для всех времен и народов, с какими экономическими проблемами сталкива...
5511. Силовой кинетостатический анализ механизмов 393.44 KB
  Силовой (кинетостатический) анализ механизмов. Общие сведения и определения Проектирование нового механизма всегда включает его силовое исследование, так как по найденным силам производится последующий расчет на прочность элементов кинематических па...
5512. Классическая древнегреческая философия: Платон и Аристотель 98 KB
  Классическая древнегреческая философия: Платон и Аристотель. Вопрос 1 Проблема соотношения материального и идеального в учении Платона. Вся европейская философская традиция - не что иное, как ряд примечаний к Платону (А. Уайтхед). Если философ ...
5513. Россия в XVII веке 74.5 KB
  Россия в XVII в. Кризис власти на рубеже XVI-XVII вв. Конец династии Рюриковичей. Причины, этапы и итоги Смуты начала XVII в. Социально-экономическое устройство России в XVII в. Внешняя политика России в XVII веке. Кризис вла...