Курсова робота
Література
Глава 1. Кінематичне дослідження механізму
1. Структурний аналіз механізму
привід щокова дробарка штовхач
Зображуємо структурну схему механізму.
Рис. 1
Нумеруємо ланки і позначаємо кінематичні пари.
Складаємо таблицю кінематичних пар.
Назва КП
|
О1 |
А |
В |
В1 |
О3 |
С |
О4 |
Ланки КП |
0-1 |
1-2 |
2-3 |
2-4 |
4-0 |
3-5 |
5-0 |
Клас КП |
5 |
5 |
5 |
5 |
5 |
5 |
5 |
Вид руху |
Оберт. |
Оберт. |
Оберт. |
Оберт. |
Оберт. |
Оберт. |
Оберт. |
Знаходимо ступінь рухомості за формулою Чебишева:
W = 3n-2p5-p4 = 3∙5-2∙7 = 1
де n – число рухомих ланок;
р5 – число кінематичних пар пятого класу;
р4 – число кінематичних пар четвертого класу.
Ділимо важільний механізм на групи Ассура.
Виділяємо структурну групу з ланок 4 – 3.
1) n = 2; p5 = 3;
2)W=3×2–2×3=0;
Група Асура 2 класа, 2 порядку, 2 виду.
Рис.2
Виділяємо структурну групу з ланок 2 – 5.
1) n = 2; p5 = 3;
2) W = 3∙2 – 2∙3 = 0;
Група Асура 2 класа, 2 порядку
1 виду.
Рис. 3
Виділяємо механізм першого класу, який складається з ланок 0 – 1.
Рис. 4
В загальному, розглянутий механізм другого класу (за класом вищої групи Аcсура).
Структурна формула даного важільного механізму: І1→ ІІ21→ II22 .
2. Кінематичне дослідження механізму
Задачами кінематичного дослідження є побудова планів положень механізму, траекторій окремих точок, швидкостей і прискорень ланок механізму.
Дані для кінематичного розрахунку ланок механізму.
Розміри ланок важільного механізму :
LOA=0,14 м ; LАВ=1,2 м ; LВС=1,2 м, LО4C=0,8 м ; LО3В=1,1м ;
AS2= 0,5· AB = 0,5·1,2= 0,6 м, BS3= 0,5· BС = 0,5·1,2= 0,6 м,
O4S4= 0,5· O4C = 0,5·0,8= 0,4 м ;
wn-1=25; w1=13,4 c-1 .
Знаходження масштаба плана побудови:
mL = LOA /OA = 0,14/28= 0,00 м/мм .
Побудова плану швидкостей важільного механізму (для полож. № 1).
Для пр
икладу побудуємо план швидкостей для першого положення механізму.
Знаходимо швидкість точки А.
VA =LOA ×w1 = 0,14×13,4 = 1,88 м/с .
В довільному масштабі з довільної точки відкладаємо відрізок
Рvа,
що зображає швидкість точки А (перпендикулярно
до кривошипа ОА в напрямку w1).
Знаходимо масштаб побудови плана
швидкостей:
mv = Vа/(Рva) = 1,88/50 = 0,0376 (м/с)/мм .
Для знаходження швидкості точки B запишемо систему векторних
рівнянь:
VB =
VА + VBA;
VB = VC + VВC .
Точка b буде лежати на перетині лінії, яка проходить через точку a перпендикулярно до ланки OA,
з лінією, що проходить через точку Рv перпендикулярно до ланки BC.
Знаходимо дійсне значення швидкості ланок механізму:
VО3В = (Рvb)×mv = 25,04×0,0376 = 0,94 м/с .
VАВ = (ab)×mv = 56,72×0,0376 =2,13м/с .
Знаходимо кутову швидкість обертання ланки O1A :
ω2 = VАB/LВA = 2,13/1,2 =1,78рад/с .
Аналогічно знаходимо кутові швидкості ланок ВС і ВD :
ω 3 = VBC/LВC = 0,5/1,2 = 0,42рад/с .
ω 4 = VС/LО4С = 0,69/0,8 = 086рад/с .
ω 5 = VО3В/LО3В=0,94/1,1 = 0,85рад/с .
Аналогічно будуємо плани швидкостей для інших положень мeханізму.
Будуємо таблицю значень лінійних і кутових швидкостей ланок механізму:
Значення лінійних та кутових швидкостей ланок механізму
Позначення |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12/0 |
Ра, мм |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
50 |
VА,м/с |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
1,88 |
Pb, мм |
25,04 |
44,48 |
55,61 |
55,34 |
40,83 |
11,57 |
26,44 |
57,89 |
67,17 |
53,51 |
27,86 |
- |
VB,м/с |
0,94 |
1,67 |
2,09 |
2,08 |
1,54 |
0,44 |
0,99 |
2,18 |
2,53 |
2,01 |
1,05 |
- |
Pc, мм |
18,4 |
33,95 |
45,46 |
48,61 |
38,22 |
11,24 |
25,43 |
52,56 |
56,18 |
41,12 |
20,22 |
- |
VC,м/с |
0,69 |
1,28 |
1,71 |
1,83 |
1,44 |
0,42 |
0,96 |
1,98 |
2,1 |
1,55 |
0,76 |
- |
АВ,мм |
56,72 |
50,81 |
35,34 |
13,01 |
13,9 |
41,99 |
63,46 |
65,93 |
43,2 |
5,91 |
28,52 |
- |
VAB,м/с |
2,13 |
1,91 |
1,33 |
0,49 |
0,52 |
1,58 |
2,39 |
2,48 |
1,62 |
0,22 |
1,07 |
- |
ВС,мм |
13,36 |
23,41 |
29,16 |
29,6 |
22,72 |
6,65 |
15,05 |
31,41 |
35,35 |
28,01 |
14,83 |
- |
VBC,м/с |
0,5 |
0,88 |
1,1 |
1,11 |
0,85 |
0,25 |
0,57 |
1,18 |
1,33 |
1,05 |
0,56 |
- |
ωАВ,рад/с |
1,78 |
1,6 |
1,1 |
0,38 |
0,43 |
1,32 |
2 |
2,1 |
1,35 |
0,18 |
0,89 |
- |
ωВС,рад/с |
0,42 |
0,73 |
0,92 |
0,93 |
0,71 |
0,21 |
0,48 |
0,98 |
1,11 |
0,88 |
0,47 |
- |
ωВО3,рад/с |
0,85 |
1,52 |
1,9 |
1,89 |
1,4 |
0,4 |
0,9 |
1,92 |
2,3 |
1,83 |
0,95 |
- |
ωСО4,рад/с |
0,86 |
1,6 |
2,14 |
2,29 |
1,8 |
1,2 |
2,48 |
2,63 |
1,94 |
0,95 |
- |
Побудова плану прискорення важільного механізму (для положення № 8).
Знаходимо прискорення точки A
aA = w12·lOA = 13,42·0,14 = 25,14 м/с2 .
В довільному масштабі з довільної точки Ра паралельно кривошипу АО в напрямку, який співпадає з напрямком від точки А до т.О (так,як доцентрове прискорення) відкладаємо відрізок Раа, який зображує прискорення точки А.
Знаходимо масштаб плана прискорень:
ma = a/(Paa) = 25,14/100 =0,2514 (м/с2)/мм
Для знаходження прискорення точки B, запишемо систему векторних рівнянь:
aB = aA + aBAt + aBAn ;
аB = aC + aВCn + aВCt .
Для побудови прискорення точки B на плані прискорень виконуємо слідуючі операції :
з точки а відкладаємо відрізок аn2 , що відповідає нормальному рискоренню ланки АВ - aBAn , паралельно АВ в напрмку від В до А, аналогічно з точки Ра відкладаємо відрізок Раn3, паралельно ВО3 в напрямку від В до О; він відповідає нормальному прискоренню ланки ВО3 a BО3n.
Довжини відрізків, що показують нормальні прискорення aBAn і a BО3n обчислюємо користуючись такими виразами :
aАВn = VAB2 / lAВ = 2,482/1,2= 5,12м/с2 ;
аn2 = aАВn /ma = 5,12/0,2514 = 20,37 мм ;
aBО3n = VBО32/l BО3= 2,182 /1,1 = 4,32 м/с2 ;
Раn5 = aВО3n /ma = 4,32/0,2514 = 17,18 мм ;
Точку b на плані прискорень отримуємо на перетині ліній, що показують тангенціальні прискоренн ланок АВ і ВО3, тобто на перетині лінії, що виходить з точки n2 перпендикулрно до АВ і лінії, що виходить з точки n3 перпендикулрнодо ВО3 . Сполучивши точки a і b отримуємо вектор, що зображає прискорення ланки АВ .
aВСn = VBС2 / lВС = 1,182/1,2 =1,16м/с2 ;
аn3 = aВСn /ma = 1,16/0,2514 =4,61 мм ;
aСО3n = VО4С2/l О4С= 1,982/0,8 =4,9м/с2 ;
Раn4 = aО4Сn /ma = 4,9/0,2514 =19,49мм ;
На лініях, що показують прискорення ланок відкладаємо центри ваги ланок, користуючись такими співвідношеннями :
(AS2) = 0,5 AB
(CS3) = 0,5 BC
(BS4) = 0,5 BD
Сполучивши отримані точки з точкою Ра отримуєм вектори, що показують прискорення центрів ваги ланок
Знаходимо дійсні значення прискорень:
Дійсні значення прискорень отримуємо перемноживши довжини відповідних векторів, взятих з креслення, на відповідні масштабні коефіцієнти :
aS2 = (PaS2)×ma = 90,45·0,2514 =22,73м/с2
aS3 = (PaS3)×ma = 73,28·0,2514 =18,42м/с2
aS4 = (PaS4)×ma = 32,36·0,2514 =8,135м/с2
aS5 = (PaS5)×ma = 42,35·0,2514 =10,65м/с2
аАВt =(n2b)×ma= 40,16·0,2514 =10,1м/с2 ;
аВCt=( n3c )×ma= 40,36·0,2514 = 10,15м/с2 .
аО3Вt=( b n1 )×ma= 84,13·0,2514 = 21,15м/с2 .
аО4Сt =( n4c )×ma=85,89·0,2514 =21,6 м/с2 .
Знаходимо кутову швидкість обертання ланки АB:
e2 = аAВt/lAВ = 10,1/1,2 = 8,42 рад/с2 .
Значення прискорень точок і ланок
Позначення |
Положення механізму |
A, м/с2 |
25,14 |
25,14 |
, м/с2 |
1,9 |
4,35 |
, м/с2 |
4,63 |
21,15 |
В, м/с2 |
5 |
21,6 |
, м/с2 |
3,62 |
4,88 |
, м/с2 |
5,65 |
15,52 |
С, м/с2 |
6,7 |
16,27 |
, м/с2 |
1,147 |
5,12 |
, м/с2 |
20,85 |
10,1 |
АВ, м/с2 |
20,9 |
11,32 |
, м/с2 |
1 |
1,17 |
, м/с2 |
4,36 |
10,15 |
ВС, м/с2 |
4,48 |
10,21 |
, рад/с2 |
17,4 |
8,42 |
, рад/с2 |
3,6 |
8,46 |
, рад/с2 |
4,2 |
19,23 |
, рад/с2 |
7,06 |
27 |
S3, м/с2 |
5,48 |
18,42 |
Визначення радіуса кривизни траєкторії точки S2
Радіус кривизни ρ точки S2 для 8-го положення механізму визначаємо з формули нормального прискорення цієї точки:
,
звідси
= 1,612/13,63 = 0,19 м.
Глава 2. Силове дослідження шарнірно-важільного механізму
1. Кінетостатичне дослідження механізму
Задачі кінетостатичного дослідження:
а) Знаходження зовнішніх сил, які діють на ланки механізму;
б) знаходження реакцій у кінематичних парах, тобто сил взаємодії ланок;
в) знаходження зрівноважуючої сили або момента, прикладених до ведучої ланки механізму.
Вихідні дані.
Маса:
- m1=(LAО1×q)=(0,14×70)= 9,8кг ;
- m2=(LAB×q)=(1,2×70)=84 кг ;
- m3 = (LBС×q)=(1,2×70)=84 кг ;
- m4 =(LО4С×q)=(0,8×70)=56 кг ;
- m5=(LО3В×q)=(1,1×70)=77 кг.
Моменти інерції :
кг×м2 ;
Визначаємо зовнішні невідомі сили, реакції в кінематичних парах та зрівноважені сили або моменти. Визначаємо сили, що діють на дану групу.
Визначаємо сили тяжіння:
Момент корисного опору.
Мmах = 1×104Н/м .
Розрахуємо момент корисного опору для 8-го положення механізму.
Розрахуємо силу корисного опору для 8-го положення механізму.
Н
№п/п |
|
|
|
0 |
|
10000 |
12500 |
1 |
|
9530,7 |
11913,4 |
2 |
|
8187,1 |
10234,6 |
3 |
|
6140,8 |
7676 |
4 |
|
3697,4 |
4621,8 |
5 |
|
1415,6 |
1769,5 |
6 |
|
89 |
111,3 |
7 |
|
445 |
556,3 |
8 |
|
2516,2 |
3145,3 |
9 |
|
5888,3 |
6735,3 |
10 |
|
7920,7 |
9900,9 |
11 |
|
9490,3 |
11862,9 |
Визначаємо сили інерції і моменти сил інерції.
Розкладемо моменти сил інерції на пари сил
Силове дослідження групи 4-3.
Реакції починаємо визначати з тангенціальної складової
,
складаємо суму моментів
.
Для ланки 4.
Для ланки 3.
Для визначення номінальної складової реакції
,
запишемо в векторній формі суму всіх сил, що діють на групу Ассура 4-3.
Для визначення невідомої
,
побудуємо в масштабі силовий багатокутник.
Для побудови силового багатокутника приймаємо масштаб:
З плану сил
4.Силове дослідження групи Ассура, що складається з ланок 5-2.
Визначаємо реакції з тангіціальної складової
і
складаємо суму моментів
.
Для ланки 2.
Для ланки 5.
Для визначення нормальних складових реакцій
і
запишемо в векторній формі всі сили, що діють на групу Ассура 5-2.
Для визначення невідомих
і
побудуємо силовий багатокутника.
Для побудови силового багатокутника приймаємо масштаб
З силового багатокутника отримуємо
2. Силове дослідження механізму першого класу
Знайдемо зрівноважену силу.
Оскільки кривошип кріпиться до зубчатого колеса, то
знаходиться радіусі
зубчатого колеса.
,
Отже
Визначаємо зрівноважену силу методом важеля Жуковського.
Повертаємо план швидкостей на 900, і записуємо суму моментів сил, що діють на важіль Жуковського.
Порівняємо
за методом Жуковського і силовим розрахунком.
Глава 3. Визначення моменту інерції маховика
1. Побудова графіка зведеного моменту сил опору
Вихідні дані:
- схема механізму без маховика;
- маси і моменти інерції ланок:
;
;
.
- середня кутова швидкість ведучої ланки
;
- коефіцієнт нерівномірності руху
;
- графік зведених моментів сил;
- графік зведених моментів інерції.
1. Будуємо графік зведених моментів сил.
Дані для побудови графіка беремо з таблиці
Положення |
|
1 |
4050,1 |
2 |
6550,1 |
3 |
6524,1 |
4 |
4390,7 |
5 |
1274 |
6 |
23,4 |
7 |
267 |
8 |
3113,8 |
9 |
7139,5 |
10 |
7623,7 |
11 |
4510,2 |
2. Побудова графіка робіт сил опору
Для цього застосуємо метод графічного інтегрування графіка зведених моментів сил.
Послідовність інтегрування:
- вибираємо полюс інтегрування Р на відстані Н=50 мм від осі ординат на продовженні вісі абсцис;
- будуємо ординату, яка відповідає середині інтервалу 0-1, проектуємо її на вісі ординат і з’єднуємо точку 1’ ординати 01’ з полюсом Р;
- теж саме робимо на наступних інтервалах;
- з точки 0’ навої осі координат проводимо відрізок на інтервалі 0’1 паралельно променю Р1’ , з кінця отриманого відрізка проводимо відрізок на інтервалі 12 паралельно променю Р2’ і т.д.;
- з’єднуємо отримані точки плавною кривою.
Отримана крива О’К є графіком робіт сил опору.
Оскільки за цикл усталеного руху робота рушійних сил дорівнює роботі сил опору, та з’єднавши т.О’ з т.К отримаємо графік робіт рушійних сил.
3. Побудова графіка надлишкової роботи
Виконавши алгебраїчне сумування ординат граіфка робіт рушійних сил (беремо зі знаком “+”) та графіка робіт сил корисного опору (беремо зі знаком “-”).
4. Масштабні коефіцієнти побудови графіків
5. Побудова графіка зведених моментів інерції Ізв.
Для цього визначаємо зведений момент інерції для 12-ти положень механізму. Оскільки умовою зведення є рівність кінетичних енергій
, та
За цією формулою знаходимо зведені моменти інерції в 12-ти положеннях. Результати заносимо в таблицю 3.1.
Розрахуємо зведений момент інерції для 3-го положення механізму.
Значення зведених моментів інерції
№пол. |
Ізв, кгм2 |
0 |
1,14 |
1 |
2,44 |
2 |
3,71 |
3 |
3,91 |
4 |
2,61 |
5 |
0,9 |
6 |
1,32 |
7 |
3,66 |
8 |
4,9 |
9 |
3,53 |
10 |
1,54 |
11 |
0,14 |
За даними табл. 3.1 будуємо графік зведених моментів інерції, повернений на 900, в масштабі
6. Побудова діаграми Віттенбауера
Для визначення момента інерції маховика необхідно сопчатку визначити максимальний приріст кінетичної енергії
, так як
.
визначаємо з діаграми Віттенбауера. Спочатку визначаємо кути, під якими будуть проведені дотичні до діаграми.
При відомих значеннях
,
проводимо дотичні до діаграми Віттенбауера. Там де ці лінії перетнуть ординату
, виділяємо відрізок ав.
Визначаємо момент інерції маховика:
.
7. Визначення геометричних розмірів маховика
Оскільки за попередніми розрахунками момент інерції маховика має велике значення і розміри маховика вийдуть великими, доцільно розмістити маховик на валу електродвигуна. Тоді момент інерції маховика буде мати таке значення:
.
Конструктивно приймаємо, що маховик виготовлений в вигдяді диска з масою, зосередженою на ободі, момент інерції якого:
Тоді зовнішній діаметр маховика розраховуємо за формулою:
де
- відошення ширини маховика до його діаметра, яке рекомендується приймати в межах
(приймаємо
);
- густина матеріалу (для чавуна ).
Ширина обода маховика:
Знаходимо масу маховика:
Знаходимо колову швидкість обода маховика:
Така швидкість дрпустима для чавунних маховиків (
- допустима колова швидкість обода чавунних маховиків).
Глава 4.
Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нульового прямозубого зачеплення
Вихідні дані:
мм - модуль;
- число зубців першого колеса;
- число зубців другого колеса;
- коефіцієнт висоти головки зубця;
- коефіцієнт висоти ніжки зубця;
- коефіцієнт радіального зазору;
- коефіцієнт округлення біля ніжки зубця;
- кут профілю.
1. Визначення геометричних параметрів зубчастого зачеплення
Визначаємо крок зачеплення
мм.
Визначаємо радіуси ділильних кіл:
мм;
мм.
Визначаємо радіуси основних кіл:
мм;
мм.
Визначаємо товщини зубців:
мм;
мм.
Визначаємо радіуси западин:
мм;
мм.
Визначаємо міжосьову відстань:
мм.
Визначаємо радіуси початкових кіл:
мм;
мм.
Визначаємо висоту зубців:
мм.
Визначаємо радіуси вершин зубців:
мм;
мм.
На форматі А1 проводимо побудову зовнішнього нульового прямозубого
зчеплення в такій послідовності:
– Проводимо лінію центрів і відкладаємо на ній у масштабі М 2:1 міжосьову відстань центрову відстань
= О1О2 = 220,5 мм.
– З точки О1 проводимо початкове коло для 1-го колеса радіусом R1 і З точки О2 – коло, радіусом R2. З метою збільшення масштабу побудови проводимо тільки частину кола. Також проводимо з центрів коліс основні кола, кола виступів і впадин.
– До початкових кіл проводимо дотичну Т1-Т2 через полюс Р (точку дотику початкових кіл коліс) і під кутом зачеплення a=200 проводимо нормаль N1N2 (лінію зачеплення).
– З центрів коліс О1 і О2 опускаємо перпендикуляри О1А і О2В на нормаль N1N2. О1А і О2В являються радіусами кіл R01 і R02. Отриманий відрізок АВ називається теоретичною лінією зачеплення.
– Для побудови евольвенти першого колеса довжиною АР з точки А робимо засічку на основному колі. Отримуємо точку 1.
– Дугу основного кола А-1 ділимо на три рівні частини. Точки ділення позначаємо 1, 2, 3, 4. Точка співпадає з точкою А. Продовживши ділення за точку А, отримуємо точки 5,6,7.
– Отримані точки 1 – 6 з'єднуємо центром колеса О1 і проводимо дотичні до основного кола через ці точки.
– З точки А радіусом АР проводимо дугу уверх до найближчої дотичної. Отримаємо точку 3'.
– З точки 3 радіусом 3-3' проводимо дугу до наступної дотичної 2 і так далі до дотичної 1.
– Далі точки А радіусом АР вниз від лінії зачеплення проводимо дугу до найближчої дотичної 5 і т. д., доки ця дуга не перетне коло виступів. Побудована крива буде евольвентою від основного кола до кола виступів.
– Відкладаємо в масштабі по початковому колу від полюсу Р половину товщини зуба
=5,995 мм. Отриману точку з'єднуємо з центром колеса. Отримана радіальна пряма буде віссю симетрії зуба.
– Частину профілю зуба, якої не вистачає, замінюємо відрізком радіальної прямої, яка з'єднує початок евольвенти з центром колеса. Після цього виконуємо стикування між прямою і колом впадин радіусом r» 0,3m » 1,8 мм.
– Через полюс зачеплення Р проводимо боковий профіль першого зуба.
– По початковому колу в обидві сторони від осі симетрії відкладаємо відрізки рівні кроку зачеплення р=21,98 мм. Через отримані точки ділення, проводимо осі симетрії ще двох зубів і креслимо їх профілі.
– Для побудови евольвенти другого колеса довжиною ВР з точки В робимо засічку на основному колі. Отримуємо точку 1.
– Дугу основного кола В-1 ділимо на чотири рівні частини. Точки ділення позначаємо 1, 2, 3, 4 . Точка 4 співпадає з точкою В. Продовживши ділення за точку В, отримуємо точки 5, 6, 7.
– Отримані точки 1 – 6 з'єднуємо центром колеса О2 і проводимо дотичні до основного кола через ці точки.
– Далі алгоритм побудови для другого колеса такий самий як і для першого колеса.
– Контурною лінією виділяємо наступні елементи:
практичну частину лінії зачеплення аb;
дугу зачеплення а’b’ по початковому колу, яка обмежена двома точками, які відповідають входу і виходу їх зачеплення профілю даного зуба;
робочі ділянки профілів, які отримаємо перетином кіл, проведених з центрів коліс, через точки а і b практичної лінії зачеплення, з боковими контурами зубів.
Після цього аналітично визначаємо:
довжину практичної частини лінії зачеплення за формулою:
=66,93+42,68-75,41=34,2мм
довжина дуги зачеплення:
=
= 36,4 мм
теоретичний коефіцієнт перекриття:
=
= 1,656
Визначаємо коефіцієнт перекриття графічно:
=1,656
де ab = 34,24 мм – практична частина лінії зачеплення, яка виміряна на
У таблицю основних параметрів і розмірів зубчатого зачеплення вносимо: m, p, z1, z2, R01, R02, R1, R2, Ra1, Ra2, Rf1, Rf2, Eт, Епр.
Параметри |
Один. Вимір. |
Показники |
m |
7 |
p |
мм |
21,98 |
z1 |
41 |
z2 |
22 |
R01 |
мм |
134,8 |
R02 |
мм |
72,35 |
R1 |
мм |
143,5 |
R2 |
мм |
77 |
Ra1 |
мм |
150,5 |
Ra2 |
мм |
84 |
Rf1 |
мм |
134,75 |
Rf2 |
мм |
68,25 |
Eт |
1,656 |
Епр |
1,656 |
Діаграми питомого ковзання.
Коефіцієнти відносного ковзання характеризують знос зубів під дією сил тертя, викликанепереміщенням одного профіля зуба по іншому.
Ці коефіцієнти визначаються за формулами:
,
.
деl = АВ = 75,41 мм – довжина теоретичної лінії зачеплення;
u = 0,536– передаточне відношення;
x – відстань, що відраховується від точки А в напрямку точки В, з інтервалом
13,63мм,
По даних формулах визначаємо значення коефіцієнтів l1, l2 і результати
Обчислень заносимо до таблиці.
Всі інші значення λ1 і λ2 , наведені в таблиці 1.
Значення коефіцієнтів відносного ковзання
x
|
0 |
65,49 |
79,13 |
92,76 |
АР |
106,4 |
120,03 |
133,67 |
150,83 |
l
1
|
-¥ |
-1,427 |
-0,688 |
-0,166 |
0 |
0,222 |
0,521 |
0,76 |
1 |
l
2
|
1 |
0,588 |
0,4 |
0,144 |
0 |
-0,283 |
-1,11 |
-3,17 |
-¥ |
1/мм.
По результатах обчислень в довільному масштабі в прямокутній системі координат будуємо графіки коефіцієнтів питомого ковзання l1 і l2. Після побудови графіків заштриховуємо внутрішню їх область.
Коефіцієнт питомого тиску
Цей коефіцієнт знаходиться при розрахункові зубців коліс на контактну міцність і визначається за формулою:
,
де m - модуль зачеплення,
.
Значення коефіцієнтів питомого тиску
х,мм |
0 |
30,17 |
60,33 |
75,415 |
90,5 |
120,66 |
150,83 |
|
¥
|
0,29 |
0,193 |
0,1856 |
0,193 |
0,29 |
¥
|
1/мм
Глава 5.
Синтез кулачкового механізму
Виконуємо синтез механізму, кінематичний і динамічний аналіз кулачкового механізму з штанговим плоским штовхачем за вихідними даними:
-кут відхилення
-кут дальнього вистою
-кут наближення
-кут тиску
- хід штовхача
-закон руху:
|
|
1. Побудова графіка кутового переміщення штовхача
Починаємо побудову з графіка аналога прискорень. Далі за методикою інтегруємо графік аналога прискорень і отримуємо криву яка представляє собою графік аналогу швидкостей штовхача. Інтегруючи цей графік, отримаємо криву, яка представляє собою графік кутувого переміщення штовхача.
Визначаємо масштабні коефіцієнти побудови графіків:
Масштабний коефіцієнт осі абсцис діаграм:
Де
--
фазові кути кулачка;
(0-250) –
відрізок відповідний суммі цих кутів.
Масштабний коефіцієнт діаграми переміщення:
Де
максимальне значення переміщення;
довжина відповідного до
відрізка на діаграмі у мм.
Масштабний коефіцієнт діаграми швидкостей:
Де
довжина відповідного відрізка(від полюса до початку координат)
на діаграмі у мм.
Масштабний коефіцієнт діаграми прискорень:
Де
довжина відповідного відрізка(від полюса до початку координат) на діаграмі у мм.
Визначаємо мінімальний радіс кулачка з плоским штовхачем
Визначення проводимо у такій послідовності:
1) будуємо графік залежності переміщення штовхача S як функції прискорення
.Для цього ровести взаємно перпендикулярні осі.Вісь ординат позначити через S, вісь абсцис - через
.
2) на осі S від початку координат відкласти відрізки 0-1
,0-2
,0-3
,…,які відповідають переміщенню штовхача
3) від точок 1
,2
,3
,… перпендикулярно до осі S відкласти відрізки рівні прискоренню штовхача. Кінці відрізків з’єднати плавною кривою;
4) до від’ємної частини одержаного графіка провести дотичну під кутом 45
до перетину з віссю ординат. Одержимо точку О';
5) вибравши мінімальну величину радіуса кривизни кулачка ρmin рівною 10-15 мм, відкласти її вниз від точки О'. Одержимо точку О1.Тоді О1О'- мінімальний радіус кулачка Rmin
2. Порядок побудови кулачкового механізму з плоским штовхачем
1. Вибираємо масштаб побудови М=0,000215 (м/мм) ;
2. З довільної точки О, як з центру, радіусом
описуємо коло;
3. Через центр О проводимо вертикальну вісь руху штовхача.Вона перетне коло в точці,яка відповідає початку віддалення штовхача;
4. Відповідно до графіка
, виконуємо розмітку положень штовхача(точки 0,1,2,3,…,n)
5. Від прямої О-0 в сторону,протилежну обертанню кулачка, відкладаємо фазові кути і точки поділу, які відповідають графіку
.Точки позначаємо
і т.д.
6. Проводимо промені,що з’єднають центр кулачка О з точками
і т.д. Промені зображають положення осі штовхача у зворотньому русі.
7. З центру кулачка О радіусом 0-1,0-2,0-3 і т.д. проводимо дуги до перетину з відповідними променями.Точки перетину
відображають положення точки А у зворотньому русі;
8. Проводимо через точки
і т.д. перпендикуляри до відповідних променів;
9. Вписуємо в одержаний багатокутник обвідну криву,яка і буде шуканим профілем кулачка.
Література
1.Артоболевський И.И. Теория механизмов и машин. – М: Наука,
1988. – 640 с.
2.Теория механизмов и машин / Фролов К.В., Попов С.В.
Мусатов А.К. и др.; Под ред. К.В.Фролова.–М.: Высш. шк., 1987.–496с.
3.Заблонский К.И., Белоконев И.М., Щекин Б.М.
Теория механизмов и машин.–К.: Вища школа, 1989.–370с.
4.Курсовое проектирование по теории механизмов и машин
/ Кореняко А.С., Кременштейн Л.И., Петровский С.Д. и др.; Под ред. А.С. Кореняко.–К: Вища школа, 1970.–330с.
5. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.–М.: Высш. шк., 1998.–351с.
6. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: навчальний посібник / Є.І.Крижанівський, Б.Д.Малько, В.М.Сенчішак та ін.–Івано-Франківськ: 1996.–357с.
7. Теорія механізмів і машин. Механічні передачі: Навч. Посібник І.І.Вишенський.–К.: НМКВО, 1992.–356с.
8. Мохнатюк А.І. Синтез кулачкових механізмів на ЕОМ: Навч. посібник.–К.: НМКВО, 1992.–188с.
9. Синтез планетарних передач на ЕОМ. Навчальний посібник до курсового проектування з дисципліни “Теорія механізмів і машин “ / А.І. Мохнатюк.–Вінниця: ВДТУ, 1997.–73с.
10. Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин. Підручник.–К.: Наукова думка, 2002.–660с.
содержание ..
349
350
351 ..
|
|