43242

Проектирование и исследование механизма качающегося контейнера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Курсовое проектирование имеет большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, так как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки производства расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам, их графического исполнения на чертежных листах с соблюдением всех положений, регламентируемых стандартом.

Русский

2013-11-04

693 KB

70 чел.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1 Анализ и синтез рычажного механизма

1.1 Структурный анализ рычажного механизма

1.1.1 Подвижность механизма

1.1.2 Структурные группы и класс механизма

1.2 Кинематический анализ механизма

1.2.1 Планы положений механизма

1.2.2 Построение планов скоростей, расчет  и i

1.2.3 Планы ускорений, расчет  и  

1.3 Динамический синтез рычажного механизма

1.3.1 Сила полезного сопротивления

1.3.2 Приведенный момент сил сопротивления

1.3.3 Работа сил сопротивления

1.3.4 Работа движущих сил

1.3.5 Полное приращение кинетической энергии механизма

1.3.6 Приведенный движущий момент, мощность электродвигателя

1.3.7 Выбор электродвигателя, определение приведенного момента инерции ротора электродвигателя  

1.3.8 Приведенный момент инерции звеньев механизма

1.3.9 Диаграмма энергомасс, расчет tgmax, tgmin

1.3.10 Определение приведенного момента инерции махового колеса

1.3.11 Внешние и инерционные нагрузки

1.3.12 Определение уравновешивающего момента Мур методом Н.Е.Жуковского

1.4 Силовой расчет механизма  

2 Синтез зубчатого передаточного механизма

2.1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

2.1.1 Входные параметры синтеза, выбор коэффициентов смещения

2.1.2 Расчет геометрических параметров и качественных показателей зацепления  

2.1.3 Проверочные расчеты

2.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

3 Динамический синтез кулачкового механизма

3.1 Входные параметры синтеза

3.2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя

3.3 Определение основных параметров механизма

3.4 Построение центрового профиля кулачка

3.5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка

Список литературы


Задание на проектирование

Тема 1, вариант 1. Расчет механизмов качающегося конвейера

а – рычажный механизм перемещения желоба, б – кулачковый механизм питателя, в – закон углового ускорения коромысла; г – схема редуктора

Параметры

Обозначение

Единицы

Значения

Размеры звеньев

м

0,1

м

0,46

м

0,39

м

0,34

м

0 ,06

м

1,5

Частота вращения эл.двигателя

об/мин

1360

Частота вращения крив-кул

=

об/мин

68

Массы звеньев

кг

17

кг

21

кг

90

кг

450

Масса материала

кг

900

Моменты инерции зеньев

кг·м2

42

,

кг·м2

1,1

кг·м2

0,6

Сила сопротивления желоба

кН

1,4

Сила сопротивления обратного движения

кН

3,8

Коэффициент неравномерности

-

0,09

Число зубьев колес

-

15/45

Модули зубчатых колес

мм

8

Длина коромысла

мм

120

Угловой ход коромысла

град

20

Фазовые углы

=

град

85

град

0

Угол давления

[]

град

40

Рычажный механизм «а» состоит из входного звена 2 (кривошипа), приводимого в движение от электродвигателя через зубчатый механизм «г».

Рычажный механизм состоит из шатуна 3, коромысла 4, шатуна 5, ползуна 6. Ползун 5 связан с желобом, по которому перемещается транспортируемый материал. Перемещение материала осуществляется за счет разности сил инерции при прямом и обратном движении желоба. При прямом движении сила трения материала о желоб больше силы инерции материала. В этом случае желоб и материал движутся как одно целое. При обратном ходе существует момент, когда сила инерции материала, лежащего на желобе, больше силы трения его о желоб.  - в этом случае материал скользит по желобу. На участке раздельного движения к желобу будет приложена сила сопротивления. Равная силе трения. Материал на конвейер загружается питателем, который приводится в движение коромыслом кулачкового механизма «б».

Коэффициенты смещения для зубчатой передачи   и  определить по блокирующим контурам 6, 7 при условии:  - максимальная контактная прочность; коэффициент перекрытия =1 ,2.


Введение

Теория механизмов и машин – это наука, изучающая общие методы структурного, кинематического и динамического  анализа и синтеза различных механизмов и машин. Эти методы пригодны для проектирования любых механизмов и не зависят от их назначения или от  физической природы рабочих процессов машин. Самостоятельное решение  на практических занятиях индивидуальных конкретных задач из различных разделов курса позволяет студентам освоить эти методы и подготовиться к проектированию или анализу новых механизмов и машин.

Курсовая работа по курсу теории механизмов и машин является завершающим этапом изучения дисциплины.

Курсовое проектирование имеет большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, так как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки производства расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам, их графического исполнения на чертежных листах с соблюдением всех положений, регламентируемых стандартом.

При выполнении курсовой работы студент использует знания, которые он получил при изучении теоретической части дисциплины, выполнении лабораторных работ, а также при изучении предшествующих общетехнических дисциплин: физики, математики, теоретической механики, программирования и алгоритмических языков.

Курсовая работа состоит из пояснительной записки со всеми необходимыми расчетами и графической части, и содержит решение задачи проектирования схем механизмов и машин.


1 АНАЛИЗ И СИНТЕЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

В качестве исполнительного механизма, служащего для привода рабочего органа колено-рычажного станка в данном проекте используется плоский шестизвенный рычажный механизм. Он является кривошипно-коромысловым, преобразующим вращательное движение кривошипа в возвратно-поступательное движение ползуна 5 (см. рис. 1.1).

Рисунок 1.1 - Структурная схема рычажного механизма

1.1 Структурный анализ рычажного механизма

Выполним структурный анализ рычажного механизма, определим его подвижность и класс.

1.1.1 Подвижность механизма

Проанализируем звенья, а также вид совершаемого ими движения, и кинематические пары, соединяющие эти звенья (см. рис. 1.1).

Таблица 1.1 - Звенья механизма

Номер звена

0

1

2

3

4

5

Характер движения

неподвижное

вращательное

плоское

качательное

плоское

поступательное

Название

стойка

кривошип

шатун

коромысло

шатун

ползун

Таблица 1.2 - Кинематические пары механизма

Обозначение пары

A

С

Номера звеньев образующих пары

0-1

1-2

2-3

0-3

3-4

4-5

5-0

Класс пары

V

V

V

V

V

V

V

Вид пары

ВКП

ВКП

ВКП

ВКП

ВКП

ВКП

ПКП

Т.к. данный механизм является плоским кривошипно-коромысловым механизмом, то воспользуемся формулой Чебышева для вычисления подвижности плоского механизма:

,

где n=5 - число подвижных звеньев механизма;

p5=7 - число кинематических пар V класса;

p4=0 - число кинематических пар IV класса.

Следовательно, подвижность механизма, изображенного на рис. 1.1, будет равна:

W=35-27-0=1, следовательно данный механизм имеет одно входное звено - кривошип 1.

1.1.2 Структурные группы и класс механизма

Схема любого плоского механизма может быть создана последовательным присоединением к ведущему звену и стойке кинематических цепей, которые не меняют подвижность механизма. Разобьем данный рычажный механизм на структурные группы - простейшие кинематические цепи с нулевой подвижностью относительно тех звеньев, с которыми входят в кинематические пары V класса свободные элементы их звеньев, и не распадающиеся на более простые кинематические цепи также с нулевой подвижностью. Отсоединение структурных групп начинаем со структурной группы, наиболее удаленной от входного звена. На рис. 1.2 представлен первичный механизм и структурные группы механизма.

   I(0,1)

Рисунок 1.2 – Структурные группы рычажного механизма

Запишем структурную формулу строения механизма:

.

Класс механизма определяется наивысшим классом входящих в него структурных групп. Следовательно, данный механизм является механизмом IIго класса.

1.2 Кинематический анализ механизма

Кинематический анализ механизма – изучение движения звеньев по заданному закону движения начальных звеньев без учета сил, вызывающих это движение. Кинематический анализ выполняется графо-аналитическим методом (способом планов).

Кинематический анализ методом скоростей основан на решении векторных уравнений графическим путем. План скоростей механизма – графическое построение, представляющее собой плоский пучок, лучи которые изображают в выбранном масштабе абсолютные скорости точек звеньев, а отрезки соединяющие концы лучей – относительные скорости соответствующих точек для данного положения механизма.

1.2.1 Планы положений механизма

При движении рычажных механизмов положение их звеньев постоянно меняется, но в каждый момент времени относительное расположение звеньев является вполне определенным.

На листе 1 графической части проекта в масштабе (M 1:4) (l=0,0025 м/мм) строим планы рычажного механизма методом засечек, 2 крайних и 10 промежуточных, для чего угловой ход кривошипа (360) от начала рабочего хода (положение 0), делим с нумерацией в направлении его вращения на 8 равных частей через 30. Крайнее положение, соответствующее концу рабочего хода, нумеруем 7’.

1.2.2 Построение планов скоростей, расчет  и i

План скоростей – графическое построение в некотором масштабе векторов абсолютных и относительных скоростей звеньев механизма.

Вычислим угловую скорость кривошипа 1: 68=7,12 рад/с,

где nкр=68 об/мин - частота вращения кривошипа.

Скорость конца кривошипа VA=1=7,120,100 =0,71 м/с.

Для построения планов скоростей рычажного механизма решим графически системы векторных уравнений, связывающих неизвестные скорости внутренних точек структурных групп механизма с известными скоростями крайних.

Указанные векторные уравнения для структурных групп рассматриваемого механизма (см. рис. 1.1) имеют вид: для точки В, группа : ;

Скорость точки определим из уравнения: группа : .

Выбираем масштабный коэффициент планов скоростей V=0,010 м/(смм),

тогда ; (pa)=VA/V = 0,71/0,010=71,21 мм.

Пользуясь векторными уравнениями, строим планы скоростей для каждого положения механизма, считая звенья механизма однородными стержнями. Воспользуемся теоремой подобия для определения скоростей центров масс звеньев. Рассчитаем скорости характерных точек и угловые скорости звеньев.

Теорема подобия плана скоростей гласит: отрезки прямых, соединяющих некоторые точки одного и того же звена на плане механизма, и отрезки прямых, соединяющие концы вектора абсолютных скоростей на плане скоростей, образуют подобные сходственно-расположенные и повернутые друг относительно друга на 90° фигуры:

  

Проверкой правильности графического построения подобных фигур на плане является порядок следования букв на схеме и на плане скоростей. Векторы всех относительных скоростей соединяют собой концы векторов полных скоростей.

...[демоверсия работы]

1.2.3 Планы ускорений, расчет  и

Составление векторных уравнений для построения планов ускорений основано на использовании теоремы об ускорениях точек плоской фигуры, которая гласит:

Ускорение любой точки плоской фигуры складывается из ускорений, которые точка получает при поступательном и вращательном движениях этой фигуры.

Условно примем 1=const.

Определим ускорение конца кривошипа: ,

где  - тангенциальное ускорение, которое определяется по формуле:

, т.к. 1=0 (1=const);

- нормальное ускорение, величина которого определяется по формуле:

7,1220,100=5,07 м/с2.

Т.о. ускорение конца кривошипа равно: 5,07 м/с2.

Векторные уравнения для построения планов ускорений рассматриваемого механизма имеют вид:

Ускорение точки B - группа :

где  - нормальное ускорение, величина которого определяется по формуле:

. (1.1)

Длина вектора  на плане ускорений: ()=/a, (1.2)

где a – масштабный коэффициент плана ускорений;

- нормальное ускорение, величина которого определяется по формуле:

. (1.3)

Длину вектора на плане ускорений определим по формуле:

(n3)=/a. (1.4)

Ускорение точки  - группа : .

где  - нормальное ускорение, величина которого определяется по формуле:

. (1.5)

Длину вектора на плане ускорений определим по формуле: (n4)=/a. (1.6)

Из плана ускорений определим:

=(d)a;  =(n2b)a; (1.7)

=(b)a;  =(n3b)a;

=(n4d)a.

Значения линейных ускорений центров масс всех звеньев определим по формуле:

.

Угловые ускорения звеньев определим по формулам:

2=, 3=; 4=; (1.8)

5=0 т.к. звено 5 совершает поступательное движение.

По приведенным векторным уравнениям построим план ускорений механизма для основного положения - 3 (*=90).

Выберем масштабный коэффициент: a=aA/(a)= 5,07/84,51=0,060 м/(с2мм),

где (a)=84,51 мм - длина вектора ускорения конца кривошипа (см. лист 2 курсового проекта).

По формуле (1.1) и (1.2) имеем: 1,2720,460=0,74 м/с2;

()=/a = 0,74/0,060=12,4 мм.

По формулам (1.3) и (1.4) имеем: =2,1420,350 =1,61 м/с2,

(n3)=/a =1,61/0,060=26,8 мм.

По формулам (1.5) и (1.6) имеем: =0,192 1,500=0,06 м/с2,

(bn4)=/a =0,06/0,060=0,9 мм.

Используя полученный план ускорений, определим для рассматриваемого положения механизма ускорения точек по формулам (1.7):

=(n2b)a=41,00,060=2,46 м/с2;

=(b)a=41,00,060=2,46 м/с2;  =(n3b)a=32,50,060=1,95 м/с2;

=(d)a = 42,00,060=2,52 м/с2; =(n4d)a=12,00,060=0,72 м/с2;

 0,00,060=2,54 м/с2;  63,00,060=3,78 м/с2;

 20,500,060=1,23 м/с2;  41,50,060=2,49 м/с2;

 42,00,060=2,52 м/с2.

Рассчитаем угловые ускорения звеньев механизма по формулам (1.8):

1=0, т.к. 1=const;

2=/lAB=2,46/0,460=5,35 рад/с2;

3=/lBE=1,95/0,350 =5,57 рад/с2;

4=/lDB=0,72/1,500 =0,48 рад/с2;

5=0 т.к. звено 5 совершает поступательное движение.

Полученные результаты для всех положений сводим в таблицу 1.4.

Таблица 1.4 - К построению планов ускорений

      |  0    |  1    |  2    |  3    |  4    |  5    |  6    |  7    |  8    |  9    |  10   |  11   |  12   |  n'   |

-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------|

fiOA  |    0  |   30  |   60  |   90  |  120  |  150  |  180  |  210  |  240  |  270  |  300  |  330  |  360  | 202.8 |

aA     |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |  5.07 |

aB     |  4.67 |  3.84 |  3.16 |  2.52 |  2.03 |  2.79 |  6.41 |  11.52|  9.31 |  5.15 |  6.97 |  5.87 |  4.67 |  10.49|

aD     |  3.16 |  2.86 |  2.86 |  2.51 |  1.18 |  1.68 |  6.39 |  11.75|  8.04 |  4.43 |  6.47 |  4.39 |  3.16 |  10.72|

as1    |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |

as2    |  4.68 |  4.44 |  4.11 |  3.79 |  3.52 |  3.47 |  4.75 |  7.74 |  7.17 |  1.07 |  3.17 |  4.53 |  4.68 |  7.04 |

as3    |  2.34 |  1.92 |  1.58 |  1.26 |  1.01 |  1.40 |  3.20 |  5.76 |  4.66 |  2.57 |  3.49 |  2.93 |  2.34 |  5.24 |

as4    |  3.72 |  3.22 |  2.99 |  2.49 |  1.35 |  2.10 |  6.40 |  11.62|  8.55 |  4.43 |  6.69 |  4.94 |  3.72 |  10.58|

as5    |  3.16 |  2.86 |  2.86 |  2.51 |  1.18 |  1.68 |  6.39 |  11.75|  8.04 |  4.43 |  6.47 |  4.39 |  3.16 |  10.72|

e1     |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |

e2     |  -5.35|  0.02 |  3.35 |  5.33 |  6.91 |  9.42 |  14.28|  18.77|  4.48 | -21.18| -22.64| -13.38|  -5.35|  18.43|

e3     | -13.35| -10.93|  -8.65|  -5.55|  -0.94|  6.29 |  18.22|  32.90|  25.17|  -7.43| -19.01| -16.71| -13.35|  29.96|

e4     |  -1.94|  -1.37|  -0.52|  0.50 |  1.28 |  1.25 |  0.06 |  -0.89|  2.12 |  2.46 |  -0.89|  -2.07|  -1.94|  -0.91|

e5     |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |  0.00 |

1.3 Динамический синтез рычажного механизма

(лист 3 графической части проекта)

Цель динамического синтеза рычажного механизма – определение параметров махового колеса, необходимых для обеспечения заданного коэффициента неравномерности движения механизма =1/11, который обеспечивается также величиной приведенного момента инерции добавочных масс.

Входные параметры:

  •  кинематические размеры звеньев (см. п. 1.2);
  •  максимальная сила полезного сопротивления Fпс= 1400 H;
  •  средняя частота вращения кривошипа nкр=68 мин-1;
  •  коэффициент неравномерности движения механизма =1/11.

1.3.1 Сила полезного сопротивления

В проекте будем учитывать только силу полезного сопротивления:

Рассчитаем угол холостого хода хх и угол рабочего хода рх по следующим формулам:

рх=180+=180+22,8=202,8; хх=180-=180-22,8=157,2,

где =max=22,8 - угол перекрытия (см. п. 1.2).

Сила полезного сопротивления зависит от угла поворота кривошипа 1: Fпс=f().

Построим график Fпс=f() при масштабном коэффициенте F=150 Н/мм.

Выбираем

0,04 рад/мм. град/мм.

1.3.2 Приведенный момент сил сопротивления

Заменим рассматриваемый механизм эквивалентной ему динамической моделью (рис. 1.3), для чего массы всех звеньев механизма и все действующие на них силы и момент приведем к кривошипу 1, который примем за звено приведения.

Обозначим:

- приведенный момент сил сопротивления;

- приведенный момент движущих сил;

Jпр - приведенный момент инерции механизма.

Jпр будем считать состоящим из приведенного момента инерции масс звеньев рычажной части механизма  и приведенного момента инерции дополнительных масс  (масс всех остальных звеньев, включая ротор двигателя и маховое колесо).

К силам сопротивления будем относить только силу полезного сопротивления. Остальными силами сопротивления (силами тяжести звеньев, силами трения и другими) пренебрегаем. Приведение сил осуществляется из условия равенства мгновенных мощностей сил, приложенных к динамической модели и к звеньям исследуемого механизма. Следовательно:

, (1.13)

где  - мгновенная мощность сил, приложенных к динамической модели;

- мгновенная мощность исследуемого механизма.

, (1.14)

где  - приведенный момент силы полезного сопротивления.

VDD), (1.15)

Т.к. D, то D и уравнение (1.15) примет вид:

D. (1.16)

Из уравнения (1.13) учитывая (1.14) и (1.16) получим уравнение приведенного момента сил сопротивления:VD,

где VD – скорость точки приложения силы полезного сопротивления, которая меняется от положения 0 до 8.

Рассчитаем  для всех положений и полученные значения сведем в таблицу 1.5.

Покажем пример расчета для основного положения - 3:

VD=14000,63/7,12= 124 Нм.

По полученным данным строим график =f() при М=10 Нм/мм и =0,04 рад/мм.

1.3.3 Работа сил сопротивления

Работа сил сопротивления определяется по формуле: .

График зависимости работы сил сопротивления от угла поворота кривошипа Ac=f() строится методом графического интегрирования (методом хорд) графика =f(), выбрав полюсное расстояние (OP)=H=50 мм. Строим оси координат графика Ac=f(), так чтобы интервалы интегрирования 01, 12, 23  1112 у них совпадали. Строим график, проводя линии, параллельные отрезкам, концами которых являются полюс P и координаты усредненных значений  на каждом интервале разбивки. Масштабный коэффициент А зависит от масштабного коэффициента приведенного момента М=10 Нм/мм, масштабного коэффициента угла поворота кривошипа =0,04 рад/мм, полюсного расстояния интегрирования H=50 мм, и вычисляется по формуле:

А=мН=10500,04=20 Дж/мм.

Строим график зависимости Ac=f() при А=20 Дж/мм и =0,04 рад/мм.

После построения графика (см. лист 1 курсового проекта) видно, что восьмая ордината графика (eq)=63,0 мм изображает в масштабе работу, затраченную на преодоление сопротивления в течение всего рабочего цикла.

1.3.4 Работа движущих сил

Приведенный движущий момент является постоянной величиной, тогда его работа равна:

,

где  - приведенный момент движущих сил.

Т.о. график зависимости Aд=f() представляет собой наклонную прямую, выходящую из начала координат, который строится из условия, что за один цикл установившегося движения работа движущихся сил равна работе сил сопротивления:

=63,020=1260 Дж.

Таким образом, последние, восьмые ординаты (ef) и (eq) графиков Aс=f() и Aд=f() численно равны, только имеют противоположные знаки. Строим график Aд=f() при том же масштабном коэффициенте А=20 Дж/мм (см. лист 1 курсового проекта).

1.3.5 Полное приращение кинетической энергии механизма

Полное приращение кинетической энергии можно определить из основного уравнения движения механизма для установившегося режима: Т=Адс=0.

Т.е. вычитая графически из ординат графика Aд=f() ординаты графика Aс=f() и умножая полученную разность (yi) на масштабный коэффициент А=7 Дж/мм, получаем значения Ti для каждого положения, которые заносим в таблицу 1.5.

Рассчитаем полное приращение кинетической энергии для основного положения - 3:

T=-26,2720=-525,40 Дж.

График зависимости T=f() строим при масштабных коэффициентах =0,04 рад/мм и Т=10 Дж/мм.

1.3.6 Приведенный движущий момент, мощность электродвигателя

Для построения графика =f() продифференцируем график Aд=f(), для чего проведем линию, параллельную этому графику из точки P - полюса интегрирования. Из точки K - пересечения этой линии с осью ординат, проведем линию, параллельную оси абсцисс, которая и будет представлять собой график =f().

Вычислим величину : =(OK)M=20,010=200 Hм,

где (OK)=20,0 мм - ордината, отсекаемая от оси . С другой стороны, для одного цикла установившегося движения: ,

откуда(63,020)/(23,14)=171,89 Нм=const,

где (ef)=63,0 мм - восьмая ордината графика Aд=f(); А=20 Дж/мм - масштабный коэффициент графика Aд=f(). Видно, что погрешность расчета  невелика.

Определим потребную мощность на валу кривошипа:

=2007,12=1424 Вт  1,4 кВт.

Потребная мощность на валу электродвигателя: , где пм - коэффициент полезного действия передаточного механизма. Примем пм=0,85 тогда:

 1424/0,85= 1675 Вт  1,7 кВт.

1.3.7 Выбор электродвигателя, определение приведенного момента инерции ротора электродвигателя

По заданной синхронной частоте вращения =1500 об/мин и потребной мощности электродвигателя =1,7 кВт выбираем по каталогу [1] электродвигатель со следующими параметрами:

  •  тип электродвигателя - 4А90L4У3;
  •  мощность электродвигателя Pэд=2,2 кВт;
  •  номинальная частота вращения ротора электродвигателя =1425 мин1;
  •  маховый момент ротора GD2=0,0224кгм2.

Определим момент инерции ротора электродвигателя по формуле:

0,0224/4=0,0056 кгм2.

Приведенный к валу кривошипа момент инерции ротора электродвигателя равен:

=0,0056(1425/68)2=2,24 кгм2.

1.3.8 Приведенный момент инерции звеньев механизма

Приведенный к входному звену момент инерции звеньев всего механизма определяется из условия равенства кинетических энергий исходного механизма и его динамической модели (см. рис. 1.3), которые для рассматриваемого рычажного механизма имеют вид: ,

где Тмод - кинетическая энергия динамической модели;

Ti - кинетическая энергия i-го звена механизма.

Расчетная формула приведенного к входному звену момента инерции звеньев для рассматриваемого рычажного механизма имеет вид: , (1.17)

где  - приведенный момент инерции i-го звена механизма, который определяется по формуле: ,

где 1 - угловая скорость входного звена;

 i - угловая скорость i-го звена;

 - скорость центра масс i-го звена;

 mi - масса i-го звена;

 - центральный момент инерции i-го звена.

Звенья 1, 2, 3, 4 будем считать однородными стержнями, поэтому массу будем определять по формуле: ,

где q=0,10 кг/мм - распределенная масса звена.

m1=ql1=0,10100=0,0 кг;  

m2=ql2=0,10460=17,0 кг;  

m3=ql3=0,10350=21,0 кг;

m4=ql4=0,101500=90,0 кг;

m5=450,0 кг - по заданию.

Для рассматриваемого механизма имеем:

=, т.к. звено 1 совершает вращательное движение;

 ; (1.18)

 ; (1.19)

  ; (1.20)

. (1.21)

где - момент инерции звена 1 относительно его оси вращения – О, который определяется по формуле: (0,00,1002)/3= 0,000 кгм2;

- центральный момент инерции звена 2, который определяется по формуле:

(17,00,4602)/12= 0,300 кгм2

- момент инерции звена 3 относительно его оси вращения –C, который определяется по формуле: (21,00,3502)/3= 0,858 кгм2

- центральный момент инерции звена 4, который определяется по формуле:

(90,01,5002)/12= 16,875 кгм2.

Из формулы (1.17) учитывая (1.18 - 1.21) имеем:

=+ +  +  +. (1.22)

Рассчитаем приведенный момент инерции для основного положения - 3:

 0,000 кгм2;

 = 17,0(0,67/7,12)2+0,300(1,27/7,12)2=0,19 кгм2;

  =0,858(2,14/7,12)2=0,08 кгм2;

  = 90,0(0,68/7,12)2+16,875(0,19/7,12)2 =0,82 кгм2;

=450,0(0,63/7,12)2=3,52 кгм2;

=0,000+0,19+0,08+0,82+3,52=4,61 кгм2.

Значения приведенных моментов инерций каждого звена -  и всего механизма - , полученные по формулам (1.18 - 1.22) для всех рассматриваемых положений механизма, сводим в таблицу 1.5.

По полученным данным строим график =f() при J=0,020 кгм2/мм и =0,04 рад/мм.

1.3.9 Диаграмма энергомасс, расчет tgmax, tgmin

Имея графики зависимостей =f() и T=f(), построим график зависимости T=f() – диаграмму энергомасс, исключив параметр . График зависимости T=f() построим графическим способом при Т=10 Дж/мм и J=0,020 кгм2/мм.

Рассчитаем тангенсы углов tgmax, tgmin по заданному коэффициенту неравномерности движения механизма =1/11, по формулам:

(0,0207,122)/(210)[1+0,5/11)]2= 0,06;

(0,0207,122)/(210)[1-0,5/11)]2= 0,05.

Определим значения углов:

max=arctanmax=arctan 0,06=3,2;  min=arctanmin=arctan 0,05=2,6.

Проводим касательные под углами max, min к диаграмме T=f(). Верхнюю касательную проводим параллельно mk, нижнюю – параллельно mk. Касательные пересекают ось ординат диаграммы в точках а и b: (ab)=60,5 мм.

1.3.10 Определение приведенного момента инерции махового колеса

Величина приведенного момента инерции добавочных масс - , обеспечивающая заданное значение коэффициента неравномерности хода =1/11, определяется по формуле:

(60,51011)/(7,122)= 131,25 кгм2,

здесь , (1.23)

где =2,24 кгм2 - приведенный момент инерции ротора электродвигателя (см. п. 1.3.7);

- приведенный момент инерции махового колеса;

=0 - приведенный момент инерции передаточного механизма (пренебрегаем).

Из формулы (1.23) определим приведенный момент инерции махового колеса:

131,25 -2,24-0=129,01 кгм2.

По полученному значению приведенного момента инерции махового колеса могут быть определены его масса и конструктивные размеры.

Таблица 1.5 - Динамические параметры механизма

-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------|

Name   |  0    |  1    |  2    |  3    |  4    |  5    |  6    |  7    |  8    |  9    |  10   |  11   |  12   |  n'   |

-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------|

Fpc    |  3800 |  1400 |  1400 |  1400 |  1400 |  1400 |  1400 |  3800 |  3800 |  3800 |  3800 |  3800 |  3800 |  1400 |

Mpd    | 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12| 201.12|

Mpc    |  0    |  43   |  84   |  124  |  152  |  150  |  94   |  106  |  547  |  603  |  357  |  144  |  0    |  0    |

Ad     |  0    |  105  |  211  |  316  |  421  |  527  |  632  |  737  |  842  |  948  |  1053 |  1158 |  1264 |  712  |

Ac     |  0    |  11   |  45   |  99   |  172  |  253  |  320  |  347  |  524  |  846  |  1100 |  1228 |  1264 |  338  |

T      |  -0   |  94   |  166  |  217  |  249  |  274  |  312  |  390  |  319  |  102  |  -47  |  -69  |  -0   |  -374 |

Jp1    | 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333| 0.0333|

Jp2    |  0.09 |  0.11 |  0.15 |  0.19 |  0.20 |  0.19 |  0.12 |  0.11 |  0.30 |  0.37 |  0.21 |  0.11 |  0.09 |  0.09 |

Jp3    | 0.0000| 0.0133| 0.0439| 0.0774| 0.0966| 0.0830| 0.0308| 0.0052| 0.1459| 0.2147| 0.1007| 0.0204| 0.0000| 0.0000|

Jp4    |  0.00 |  0.11 |  0.41 |  0.81 |  1.14 |  1.05 |  0.40 |  0.07 |  1.87 |  2.46 |  0.97 |  0.17 |  0.00 |  0.00 |

Jp5    |  0.00 |  0.42 |  1.62 |  3.51 |  5.30 |  5.20 |  2.05 |  0.35 |  9.34 |  11.32|  3.98 |  0.65 |  0.00 |  0.00 |

Jp     |  0.13 |  0.69 |  2.26 |  4.62 |  6.77 |  6.55 |  2.64 |  0.56 |  11.68|  14.39|  5.29 |  0.99 |  0.13 |  0.13 |

1.3.11 Внешние и инерционные нагрузки 

для положения 10

Входными параметрами для построения рычага Жуковского будут:

  •  сила полезного сопротивления Fпс=3800 H;

По формуле (1.24) рассчитаем силы тяжести звеньев:

G1=0,09,81=0 Н;

G2=17,09,81=167 Н;

G3=21,09,81=206 Н;

G4=90,09,81=883 Н;

G5=450,09,81=4415 Н.

По формуле (1.25) рассчитаем силы инерции звеньев:

0,02,54=0,0 H;

17,03,18=54,1 H;

21,03,48=73,1 H;

90,06,72=604,8 H;

450,06,42=2889,0 H.

По формуле (1.26) рассчитаем моменты сил инерции звеньев:

=0, т.к. 1=0;

=0,30022,57=6,8  Нм, где. =0,300 кгм2;;

=0,21418,94=4,1 Нм, где  - центральный момент инерции, который определим по формуле: (21,00,3502)/12= 0,214 кгм2;

=16,8750,90=15,2  Нм, где. =16,875 кгм2;

=0, т.к. 5=0.

На плане механизма покажем все действующие на звенья механизма силовые факторы.

1.3.12 Определение уравновешивающего момента Мур методом Н.Е.Жуковского

положение 10

Определим уравновешивающий момент, действующий на ведущее звено, методом рычага Н.Е.Жуковского. Для этого построим повернутый на 90 и увеличенный план скоростей, а затем перенесем все действующие на звенья механизма активные силы и силы инерции из плана механизма в соответствующие точки рычага.

Действие моментов сил инерции и Мур заменим парами сил:

6,8/0,460 =14,7 Н;

1,2/0,350 =11,6 Н;

15,2/1,500 =10,1 Н;

.

Составим уравнение равновесия рычага относительно полюса Р: ;

...[демоверсия работы]

 + 865,4 - 275,4)/142 = -330,29 H.

Значение уравновешивающего момента определим по формуле:

Мур=Fурl1=3300,100=33,00 Нм.


1.3.13 Силовой расчет механизма
 

Силовой расчет механизма для положения 10

Силовой расчет группы II(4,5)2,2

Вычерчиваем структурную группу в масштабе M 1:4 (l=0,0040 м/мм) и приложим все силы, действующие на звенья механизма Fпс, G4, G5, , , а также приложенные к свободным элементам кинематических пар неизвестные реакции ,  и .

Рассмотрим равновесие группы в целом.

D()=0: ;

-(-183,58830,0040 - 15,2-604,856,50,0040) / 1,500= 533 H.

Рассмотрим равновесие всей группы

:

Строим план сил в масштабе F=30 H/мм.

По построенному плану сил находим:

R34=(R34)F= 2230= 660 Н;

R05=(R05)F=15830= 4740Н.

Силовой расчет группы II(2,3)2,1

Вычерчиваем структурную группу в масштабе M 1:4 (l=0,0040 м/мм) и приложим внешние силы, действующие на звенья механизма G2, G3, , , а также неизвестные реакции  и . Силу  и  разложим на две составляющие ,  и , .

Рассмотрим равновесие звена 3: B ()=0:

- +  +  -  =0;

+  + )/;

20620,50,0040 + 73,141.50,0040+ 4,1)/ 0,350 = 94,6 Н.

Рассмотрим равновесие звена 2: B ()=0:

AB - +  - =0;

-  + )/lAB;

16714.50,0040 -  54,120,50,0040 + 6,8) / 0,460 =26 Н.

Рассмотрим равновесие всей группы:

: .

Построим план сил группы II(2,3)2,1 при F=10 H/мм и определим .

R12=(R12)F= 47,5 10= 475 Н;

R03=(R03)F=6110= 610 Н.

Для определения внутренней реакции рассмотрим равновесие звена 3:

: .

По построенному плану сил находим: R23=(R23)F=2610= 260 Н.

Силовой расчет первичного механизма

Вычертим первичный механизм I(0,1) в масштабе М 1:4 (l=0,0040м/мм) и приложим все силы, действующие на него.

Определим уравновешивающий момент Мур.

P()=0: ; учитывая, что .

()= (475 180,0040)=34,2 Нм.

Получили два значения Mур:

  •  из уравнения равновесия кривошипа Мур=34,2  Нм;
  •  по методу рычага Жуковского Мур=33,00 Нм.

  •  /33,00-34,2 / / 32,00=3.5%.


2 СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО ПЕРЕДАТОЧНОГО МЕХАНИЗМА

(лист 4 графической части проекта)

В данном курсовом проекте зубчатый механизм состоит из планетарного механизма типа AI-1 и пары прямозубых цилиндрических колёс внешнего зацепления (z4, z5) и служит для передачи вращательного момента от вала электродвигателя к валу кривошипа и получения заданной частоты вращения кривошипа.

Рисунок 2.1 - Схема привода исполнительного механизма

2.1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Выполним синтез зубчатого зацепления парой эвольвентных цилиндрических прямозубых колёс внешнего зацепления z4 и z5 (см. лист 4 курсового проекта).

2.1.1 Входные параметры синтеза, выбор коэффициентов смещения

Для расчета геометрических параметров эвольвентного зацепления используем следующие входные параметры:

  •  число зубьев шестерни z4=15;
  •  число зубьев колеса z5=45;
  •  модуль зацепления m4-5=8,00 мм;
  •  условия проектирования 4=5 при =1,2;
  •  коэффициенты смещения шестерни x4=0,48 и колеса х5=0,35.

Значения коэффициентов смещения для шестерни и колеса выбираем при помощи блокирующего контура [3] рис. 2, исходя из заданного условия получения максимально возможной износостойкости зубьев колеса и шестерни при значении коэффициента торцевого перекрытия =1,2. Т.к. блокирующего контура с заданной комбинацией чисел зубьев нет, поэтому примем для расчета блокирующий контур с числами зубьев z4=17, z5=28.

Примем, что для нарезания колёс будет использован инструмент реечного типа с нормальным исходным контуром, ГОСТ 13755-68, параметры которого:

угол профиля =20;

коэффициент высоты головки зуба =1,00;

коэффициент граничной высоты =2,00;

коэффициент радиального зазора с*=0,25.

2.1.2 Расчет геометрических параметров и качественных показателей зацепления с помощью ЭВМ

Расчет параметров эвольвентного зубчатого зацепления выполнен с помощью ЭВМ по приведенным ниже расчетным зависимостям [4].

Угол зацепления  определяем из трансцендентного уравнения:

, (2.1)

где

x=x4+x5; z=z4+z5;

; ;

=20; .

Уравнение (2.1) решено относительно w методом последовательных приближений.

Межосевое расстояние зубчатой передачи: ,

где  - делительное межосевое расстояние.

Делительные диаметры колёс: di=mzi, здесь и далее i=4, 5.

Начальные диаметры колес: .

Основные диаметры колёс: .

Диаметры окружности впадин: .

Диаметры окружности вершин: ,

где y=x - y – коэффициент уравнительного смещения;

- коэффициент воспринимаемого смещения.

Окружной делительный шаг зубьев: .

Окружной основной шаг зубьев: ,

где p - шаг эвольвентного зацепления.

Окружной начальный шаг зубьев: .

Толщины зубьев окружные делительные: .

Толщины зубьев окружные основные: ,

где .

Толщины зубьев окружные начальные: .

Углы профилей зубьев колес в точке на окружности вершин: .

Толщины зубьев по окружности вершин:

.

Радиусы кривизны активного профиля зубьев колёс в нижней точке:

шестерни  - 45;

колеса - 54,

где .

Радиусы кривизны в граничных точках профилей зубьев:

.

Коэффициент торцевого перекрытия: .

Удельные скольжения в контактных точках профилей:

шестерни: 4=1-(z4y4)/(z5y5);

колеса: 5=1-(z5y5)/(z4y4),

где y5 и y4 - радиусы кривизны сопряженных профилей в контактной точке.

Результаты машинного расчета приведены табл. 2.1. По ним составлена сводная таблица параметров зацепления (см. лист 2 графической части проекта).

2.1.3 Проверочные расчеты

Для проверки правильности результатов, полученных на ЭВМ, проведем следующие расчеты.

Проверка межосевого расстояния и начальных диаметров колес:

aw=(dw4+dw5)/2=(125,96+377,87)/2=251,92 мм;

251,92=251,92 - верно.

Проверка диаметров окружностей вершин и окружностей впадин:

da4+df5=da5+df4;

2(251,92-0,258,00)=(154,23+345,60)=(392,15+107,68);

499,83 мм=499,83 мм=499,83 мм.

Проверка начальных толщин зубьев колёс и начального окружного шага:

Sw4+Sw5=pw, где pw=26,38 мм;

13,48+7,40=26,38 мм;

26,38=26,38 мм.

Проверка выбора коэффициентов смещения:

подрезание зубьев отсутствует при >0,

где , i=4, 5.

4=0,5120,00sin20-8,00(1-0,48)/sin20=8,36 мм;

5=0,5360,00sin20-8,00(1-0,35)/sin20=46,36 мм.

Полученные значения сравниваем с табличными:

4=8,36 мм > 0 - подрезания нет;

5=46,36 мм > 0 - подрезания нет.

Заострение зубьев отсутствует при .

0,3m=0,38,00=2,40 мм;

4= 4,90 > 2,40 мм - заострения нет;

5= 7,63 > 2,40 мм - заострения нет.

Заклинивание (интерференция зубьев) отсутствует при .

4=8,36 мм < 4=13,07 мм – интерференции нет;

5=46,36 мм < 5=59,64 мм – интерференции нет.

Исходя из правильности проверки, делаем вывод о том, что расчет зубчатой пары выполнен верно.

2.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

Масштаб построения картины зацепления выбираем таким образом, чтобы высота зуба на чертеже была не меньше, чем h=50 мм:

. (2.2)

На основании табл. 2.2 производим построение эвольвентного зацепления шестерни z1 и колеса z2 в масштабе M 2,5:1 (l=0,00040 ) Проводим линию центров передачи О4О5. Откладываем межосевое расстояние , из центров О4 и О5 проведем основные окружности колес dbi. затем проводим две линии зацепления и проверяем величину угла зацепления . Обе линии зацепления пересекаются на линии центров в одной точке P - полюсе зацепления. Начертим начальные - dw и делительные - d окружности колес.

Путем обкатывания построенной линии зацепления по основной окружности диаметра dbi построим эвольвентную линию профиля зуба шестерни (аналогично для колеса). Проводим окружности вершин dai и впадин dfi зубьев колес, в результате получим две сопряженные эвольвенты. Проводим оси симметрии пяти зубьев на каждом колесе и вычерчиваем по пять зубьев.

Выделяем активную линию зацепления (ab), активные профили зубьев, дуги зацепления и отмечаем углы перекрытия . На основании результата расчета удельных скольжений (см. табл. 2.1) на картине зацепления строим диаграммы удельных скольжений в прямоугольной системе координат при  мм-1 и переносим их на профили зубьев колес.

Более подробное описание построения профиля зуба:

  1.   Проводим линию центров О4О5. и откладываем межосевое расстояние .
  2.   Из центров колес О4О5  проводим радиусы rw4, rw5, точка пересечения будет P (полюс). Проводим перпендикуляр (нормаль) из т. P к линии центров О4О5.
  3.   Также из центров колес О4О5 проводим радиусы основных окружностей rb4,rb5.
  4.   Проводим касательные к основным окружностям, которые проходят через полюс зацепления P и проверяем угол зацепления (между нормалью и первой или второй касательной).
  5.   Проводим из центров О4О5  перпендикуляры к одной и второй касательной, получаем соответственно точки A и B.
  6.   Разобьем участок AP на четыре равные части и за точку A еще на три таких деления. Переносим эти отрезки на основную окружность db4.
  7.   Полученные точки соединяем с центром О4 и к этим радиусам проводим касательные. И на этих касательных откладываем в сторону полюса отрезки равные полученным отрезкам, лежащим на линии AP, полученные точки соединим и получим правую эвольвенту зуба шестерни.
  8.   Проводим окружность вершин da4 и на линии теоретического зацепления AB отсекаем активную линию зацепления (ab).
  9.   Откладываем по начальной окружности dw4 толщину зуба Sw4 шестерни.
  10.   Проводим ось симметрии зуба. Строим левую половину зуба.
  11.  Проводим окружность впадин шестерни df4.
  12.  Проводим ножку зуба радиусом =0,4m.
  13.  Относительно этого зуба проводим ось симметрии следующего зуба под углом:

. (2.3)

  1.  Строим следующий зуб, всего на шестерне необходимо построить 5 зубьев.
  2.  Аналогичные действия производим для построения зубьев колеса.
  3.  Выделяем активную линию зацепления (ab), активные профили зубьев, дуги зацепления и отмечаем углы перекрытия . Проверяем угол перекрытия по формуле:

. (2.4)

Далее переходим к построению диаграмм удельного скольжения.

Рассчитаем масштабный коэффициент  мм-1.

На свободном месте чертежа проводим линию параллельнуюAB, обозначим ее О. Перпендикулярно этой линии проводим ось коэффициентов удельных скольжений. Разбиваем участок AB на десять равных частей. Проектируем на отрезок AB полюс зацепления Р. По данным распечатки строим графики удельных скольжений.

Проектируем на графики точки а, b. Графики коэффициентов удельного скольжения в прямолинейной системе координат переносим на профили зубьев в виде круговых диаграмм, которые дают более ясную картину износа зубьев во всех точках профиля.



3 ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

(лист 5 графической части проекта)

В данном проекте необходимо выполнить синтез плоского кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем с силовым замыканием (рис. 3.1).

1 - кулачок; 2 - ролик; 3- коромысло

Рисунок 3.1 - Схема кулачкового с механизма коромысловым толкателем

Задача синтеза кулачкового механизма состоит в построении профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя.

3.1 Входные параметры синтеза

Входными параметрами синтеза кулачкового механизма являются:

  •  угловой ход коромысла max=0,35 рад;
  •  минимальный угол передачи движения min=60;
  •  фазовые углы:
  •  удаления у=85;
  •  дальнего выстоя д=0;
  •  приближения пр=85;
  •  законы движения толкателя:
  •  на фазе удаления - по треугольнику;
  •  на фазе приближения - по треугольнику;
  •  длина коромысла lk=120 мм=0,12 м.
  •  закон движения кулачка к=кр=const.

Поскольку полный рабочий цикл механизм совершает за один оборот кулачка, определим угол ближнего выстоя:

(85+0+85)=190.

Переведем фазовые углы в радианную меру. Для этого воспользуемся формулой: .

851,48 рад;  00,00 рад;

851,48 рад;  1903,32 рад.

3.2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя

Для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка S=f().

Закон движения толкателя в задании представлен в виде зависимости  - аналога ускорения толкателя. Для нахождения искомой зависимости S=f() необходимо дважды проинтегрировать функцию . Построим на третьем листе проекта указанную зависимость и дважды графически проинтегрируем её. Для этого рассчитаем экстремальные значения аналогов скоростей и ускорений на фазе удаления и приближения [7].

Рассчитаем ход центра ролика:

h=lkmax=0,120,35=0,042 м =42 мм,

где lk=0,12 м - длина коромысла;

max=0,35 рад - угловой ход коромысла;

На фазе удаления:

аналог ускорения

=(842) /1,482=152 мм=0,152 м;

...[демоверсия работы]

аналог скорости

=242 / 1,48=56 мм=0,056 м;

где h=42 мм - ход толкателя;

у, пр - фазовые углы, рад.

Используя полученные максимальные значения аналогов скоростей и ускорений, на основе построений приведенных в [7], вычерчиваем диаграммы движения толкателя.

Выбираем масштабные коэффициенты:

для аналогов ускорений = 0.0015 ;

для аналогов скоростей = 0,001 ;

для перемещений = 0.001 ;

для угла поворота кулачка = 0,02 рад/мм = 1,15 град/мм.

Строим диаграммы , , S=f().

Фазовые углы переведем в мм: мм.

уд/=1,48/0,02= 74 мм; д/=0,00/0,02=0 мм;

пр/=1,48/0,02= 74 мм; б/=3,32/0,02= 166 мм.

L=x==74+0+74+166=314 мм

3.3 Определение основных параметров механизма

Задачей динамического синтеза  является определение такого минимального радиуса вектора r0 профиля кулачка и такого расстояния d между центрами вращения кулачка и коромысла, при наличии которых переменный угол передачи движения ни в одном положении кулачкового механизма не будет меньше min=60 т.е. выполняется условие незаклинивания механизма.

Выбираем центр вращения коромысла – т. F (см. лист 3 курсового проекта).

Дуга радиуса lk=0,12 м является ходом коромысла h=42 м. Эту дугу размечаем в соответствии с углом поворота коромысла, соответствующего положения кулачка. Через точки деления дуги – 1, 2, 3, и т.д. проводим лучи. На этих лучах откладываем отрезки в сторону вращения кулачка. Полученные точки соединяем плавной кривой. Через каждую точку под углом min=60 к соответствующему положению толкателя проводим прямые, которые пересекаясь образуют область возможного расположения центра вращения кулачка. В этой области выбираем точку Ок – центр вращения кулачка. Соединив её с точкой F, получаем Ок F – расстояние между центрами кулачка и коромысла. Отрезок ОкE0 является изображением минимального радиуса центрового профиля кулачка.

r0=(r0)S=88,00,0010= 0,088 м = 88 мм,

lFOk=(FОк)S=1580,0010=0,158 м=158 мм.

Таким образом все задачи динамического синтеза кулачкового механизма выполнены.

3.4 Построение центрового профиля кулачка

Построение профиля кулачка начинаем с построения центрового профиля. Центровой профиль кулачка (траектория центра ролика в его движении относительно кулачка) строим методом обращенного движения (инверсии) при l=0,0010 м/мм. Указанный метод заключается в том, что всему механизму условно сообщается вращательное движение с угловой скоростью кулачка - к, но противоположно направленную. При этом кулачок останавливается, а толкатель со своей неподвижной опорой вращается вокруг центра вращения кулачка с угловой скоростью =-к. Ролик при этом катится по неподвижному кулачку, в результате чего толкатель в переносном вращательном движении вместе с опорой совершает ещё и относительное качательное движение относительно опоры, по закону, зависящему от профиля кулачка. При этом относительное расположение звеньев кулачка нового механизма будет таким же как и при действительном движении. Для нахождения положений центра ролика в обращенном механизме производим следующие построения.

Выбираем центр вращения кулачка Ок. Из него проводим окружности радиусами, равными r0 и ОкF в масштабе l=0,0010 м/мм. На окружности радиуса ОкF выбираем центр вращения коромысла – точку F. Из неё радиусом, равным длине коромысла, провидим дугу до пересечения с окружностью радиуса r0. Точка пересечения даёт положение центра ролика коромысла, соответствующего началу удаления. От полученной точки в сторону вращения коромысла откладываем перемещение центра ролика коромысла согласно диаграмме S=f(). От прямой ОкF в направлении, противоположном вращению кулачка, откладываем последовательно углы у, д, пр, б. Углы у, пр делим на такое же число равных частей, как на графике S=f(). Полученные точки F1, F2, F3, и т.д. дают положения центра качания коромысла в обращенном движении.

Для отыскания положений центра ролика в обращенном механизме производим следующие построения: из центра вращения кулачка Ок радиусами равными Ок1, Ок2, Ок3 и т.д. проводим дуги концентрических окружностей, а из точек F1, F2, F3, и т.д. длиной коромысла делаем засечки на соответствующих дугах (точки 1’, 2’, 3’, и т.д.). Соединив полученные точки плавной кривой получаем центровой профиль кулачка.

3.5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка

Во избежание пересечения частей профиля кулачка радиус ролика должен быть меньше минимального радиуса кривизны центрового профиля кулачка rp(0,7…0,8)min. Радиус ролика с другой стороны не рекомендуется брать больше половины радиуса центрового профиля кулачка, из конструктивных соображений rp(0,4…0,5)r0. Из двух рассчитанных значений радиуса ролика выбираем меньший. Для нахождения min поступаем следующим образом: выбираем на выпуклой части центрового профиля кулачка точку К, в которой кривизна кривой наибольшая. Затем вблизи точки К выбираем еще две точки К’ и К”, соединяем их хордами с точкой К. Через середины полученных хорд проводим перпендикуляры. Точка пересечения перпендикуляров М – центр окружности, проходящей через все три точки. Радиус этого круга МК приближенно можно принять за min.

min=(МК)l=79,00,0010=0,079 м=79 мм.

Таким образом радиус ролика лежит в пределах:

rp(0,7…0,8)min=(0,7…0,8) 79=55…63 мм;

rp(0,4…0,5)r0=(0,4…0,5) 88=35…44 мм.

Принимаем радиус ролика rp=20 мм=0,020 м.

На чертеже (rp)=rр/l=0,020/0,0010= 20 мм.

Строим рабочий профиль кулачка в виде эквидистантой кривой, отстоящей от центрового профиля по общим нормалям на расстоянии, равном радиусу ролика rp. Для получения практического профиля кулачка проводим радиусом ролика rp как можно больше окружностей с центрами в точках центрового профиля. Внутренняя огибающая кривая семейства этих окружностей даёт действительный профиль кулачка. На фазах ближнего и дальнего выстоя профиль кулачка представляет собой дуги окружностей радиусов rmin и rmax.


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

  1.  Приводы машин: Справочник / Под общ. ред. В.В. Длоугого. – Л: Машиностроение, 1982 – 383 с.
  2.  Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин. Київ: Наукова думка, 2002 – 661 с.
  3.  Болотовская Т.П., Болотовский И.А., Смирнов В.Э. Справочник по корригированию зубчатых колес. – М: Машгиз, 1962 – 215 с.
  4.  Теория механизмов и машин. Под ред. К.В. Фролова –М: Высш.школа, 1987 – 496 с.
  5.  Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / Под ред. А.С. Кореняко. – Киев: Вища школа, 1970. 328 с.
  6.  Попов, С. А. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. М.: ВШ, 2002.

Левитский, Н. И. Теория механизмов и машин : Учеб. пособие для вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М. : Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1990. - 592 с. - ISBN 5-02-014188-7.


Кафедра

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

"Теория механизмов и машин"

Тема проекта:

Проект выполнил:  студент группы  

 

Консультант:  

Листов: записки -

 чертежей ф. А1 – 3

РЕФЕРАТ

Пояснительная записка курсовому проекту по дисциплине „Теория машин и механизмов„ содержит: __ страниц, __ таблиц, __ рисунков, __ источников.

Объект исследования: качающийся контейнер.

Цель работы. Спроектировать и исследовать механизм качающегося контейнера.

В курсовом проекте выполнен структурный и кинематический анализ, метрический и динамический синтез рычажного механизма, определены моменты инерции махового колеса и уравновешивающий момент приложенный к кривошипу.

Выполнен динамический синтез кулачкового механизма, построены диаграммы движения толкателя, центровой и действительный профиль кулачка.

Графическая часть курсового проекта включает: анализ и синтез рычажного механизма (3 листа формата А1), синтез и анализ передаточного механизма (1 лист формата А1), проектирование кулачкового механизма (1 лист формата А1).

КРИВОШИП, СКОРОСТЬ, УСКОРЕНИЕ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ МАХОВИК, ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО ЗУБЧАТОЕ, МОДУЛЬ, ВОДИЛО, САТТЕЛИТ, КУЛАЧОК, ТОЛКАТЕЛЬ

Рисунок 1.3 – Динамическая модель механизма


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

17360. ВЕНЧУРНИЙ БІЗНЕС ТА ЙОГО МОЖЛИВОСТІ 143.5 KB
  ВЕНЧУРНИЙ БІЗНЕС ТА ЙОГО МОЖЛИВОСТІ Зазначимо що інноваційна підприємницька діяльність у формі інноваційного бізнесу в країнах Заходу дає понад 50 найважливіших нововведень. ВСТУП. Основною причиною високої ефективності малого бізнесу в цій сфері є специфіка п
17361. Ціни і ціноутворення та підприємництво, венчурний бізнес й інновації в ринковій економіці 130.5 KB
  Ціни і ціноутворення та підприємництво венчурний бізнес й інновації в ринковій економіці Визначення ціни в межах ринкового підходу: Ціна – це форма вираження цінності благ що мають прояв в процесі їх обміну. Тут виділяємо два акценти: 1підкреслюється безпосередній
17362. Фірма як основна структурна одиниця бізнес-діяльності 123.5 KB
  Фірма як основна структурна одиниця бізнесдіяльності. Фірми являють собою складне економічне утворення. Так Фірми з одного боку – це особливий інститут сучасної економічної системи в якому домінує контрактне право. А Фірми з другого боку – це основна...
17363. Малий і середній бізнес та його місце в Україні 55.5 KB
  Малий і середній бізнес та його місце в Україні. Світовий досвід і практика господарювання показують що найважливішою ознакою ринкової економіки є існування і взаємодія багатьох великих середніх і малих підприємств їх оптимальне співвідношення. Найбільш динам
17364. ІННОВАЦІЙНА ЕКОНОМІКА 114 KB
  ІННОВАЦІЙНА ЕКОНОМІКА Вступ Інновація кінцевий результат впровадження нововведення з метою зміни об'єкта управління і отримання економічного соціального екологічного науковотехнічного або іншого виду ефекту. До того ж необхідно зазначити: Людей які задумують ...
17365. ФРАНЧАЙЗИНГ 31 KB
  ФРАНЧАЙЗИНГ апгл. franchising букально це угода про передання права на використання торгової марки у широкому значенні це форма поєднання переваг великого і малого бізнесу змістом якої є система взаємовідносин між франчайзером материнською компанією і франчайз
17366. Економічна сутність заробітної плати і чинники її величини 216 KB
  1. Економічна сутність заробітної плати і чинники її величини Категорія Заробітна плата З/П є конкретизацією таких категорій як трудові відносини наймана праця робоча сила ринок робочої сили ринок праці власність на робочу силу вартість робочої ...
17367. Національна економіка і цілі її розвитку. Структура національної економіки. Економічні системи. Економічна політика держави 86.5 KB
  Національна економіка і цілі її розвитку. Структура національної економіки. Економічні системи. Економічна політика держави. Національна економіка характеризується: 1.рівнем розвитку продуктивних сил; 2.типом економічної системи; 3.характером суспільного відтворення; 4....
17368. Система національних рахунків (СНР) 57 KB
  Система національних рахунків СНР Потреба у координації статистичних міжнародних рекомендацій і необхідність створення міжнародної системи національного рахівництва вимагали країни Західної Європи. Перший варіант таких рахунків був опублікований Європейськ