Министерство образования РФ
Вологодский государственный
технический университет
Факультет: ФПМ
Кафедра: ТПММ
Дисциплина: ТММ
Расчётно-пояснительная записка
к курсовому проекту
Тема проекта: проектирование и исследование
механизмов двигателя внутреннего сгорания
КП 1502.19.01.00.
Руководитель: доц. Рябинина Л.Н.
Разработал: студент гр. МАХ – 31
Кузнецов С.А.
г. Вологда,
2000 г.Содержание
TOC \o “1-2” \h \z HYPERLINK \l “_Toc503300925” Введение PAGEREF
_Toc503300925 \h 3
HYPERLINK \l “_Toc503300926” 1. Исходные данные PAGEREF
_Toc503300926 \h 4
HYPERLINK \l “_Toc503300927” 2. Проектирование рычажного механизма.
PAGEREF _Toc503300927 \h 5
HYPERLINK \l “_Toc503300928” 2.1 Структурный анализ механизма.
PAGEREF _Toc503300928 \h 5
HYPERLINK \l “_Toc503300929” 2.2 Синтез рычажного механизма PAGEREF
_Toc503300929 \h 6
HYPERLINK \l “_Toc503300930” 2.3 Определение скоростей точек и
угловых скоростей звеньев методом планов. PAGEREF _Toc503300930 \h 6
HYPERLINK \l “_Toc503300931” 2.4 Исследование механизма методом
кинематических диаграмм PAGEREF _Toc503300931 \h 8
HYPERLINK \l “_Toc503300932” 2.5 Определение приведённых моментов
сил. PAGEREF _Toc503300932 \h 9
HYPERLINK \l “_Toc503300933” 2.7 Силовой анализ рычажного механизма.
PAGEREF _Toc503300933 \h 13
HYPERLINK \l “_Toc503300934” 2.8 Кинетостатический расчёт механизма.
PAGEREF _Toc503300934 \h 14
HYPERLINK \l “_Toc503300935” 2.9 Проверка уравновешивающего момента
методом рычага Жуковского. PAGEREF _Toc503300935 \h 16
HYPERLINK \l “_Toc503300936” 3. Проектирование зубчатой передачи.
PAGEREF _Toc503300936 \h 17
HYPERLINK \l “_Toc503300937” 3.1 Синтез зубчатой передачи. PAGEREF
_Toc503300937 \h 17
HYPERLINK \l “_Toc503300938” 3.2 Построение геометрической картины
эвольвентного зубчатого зацепления. PAGEREF _Toc503300938 \h 18
HYPERLINK \l “_Toc503300939” 3.3 Синтез планетарного редуктора.
PAGEREF _Toc503300939 \h 19
HYPERLINK \l “_Toc503300940” 4 Синтез кулачкового механизма.
PAGEREF _Toc503300940 \h 20
HYPERLINK \l “_Toc503300941” 4.1 Задача синтеза кулачкового
механизма. PAGEREF _Toc503300941 \h 21
HYPERLINK \l “_Toc503300942” 4.2 Построение диаграммы аналогов
ускорений. PAGEREF _Toc503300942 \h 21
HYPERLINK \l “_Toc503300943” 4.3 Построение диаграммы аналогов
скоростей и перемещения толкателя методом графического интегрирования.
PAGEREF _Toc503300943 \h 21
HYPERLINK \l “_Toc503300944” 4.4 Определение минимального радиуса
кулачка. PAGEREF _Toc503300944 \h 21
HYPERLINK \l “_Toc503300945” 4.5 Профилирование кулачка. PAGEREF
_Toc503300945 \h 21
HYPERLINK \l “_Toc503300946” Список использованной литературы:
PAGEREF _Toc503300946 \h 22
Введение
Курсовое проектирование несёт собой задачу по развитию навыков анализа и
основам конструирования механизмов.
Из множества решений конструктор выбирает наиболее целесообразное и
выгодное.
Курсовое проектирование обеспечивает конструкторскую подготовку
инженера, которая должна отличаться рациональностью и эффективностью.
1. Исходные данные:
Число оборотов кривошипа n1=2000 об/мин.
Средняя скорость движения ползуна vср=9,0 м/с.
Отношение длины шатуна к длине кривошипа (=3,6
Диаметр поршня D=120 мм.
Масса шатунов mш=2,8 кг.
Масса поршня mп=3,0 кг.
Максимальное давление в цилиндрах двигателя pmax=5(106 Н/м2.
Коэффициент неравномерности вращения (=1/30.
Координата для силового анализа (1=330(.
Ход толкателя h=12 мм.
Рабочий угол профиля (p=120(.
Закон изменения ускорения толкателя – VIII.
Отношение максимального ускорения толкателя к минимальному =1.
Число зубьев колёс рядовой ступени z1=14; z2=24.
Передаточное отношение планетарного редуктора i6=3,8.
Модуль зубчатых колёс m=8 мм.
Примечание:
lAB=lCD=l.
lAS2=lAS4=0,35(l.
.
2. Проектирование рычажного механизма.
2.1 Структурный анализ механизма.
Данный механизм состоит из пяти подвижных звеньев:
1 – кривошип;
2,4 – шатуны;
3,5 – ползуны.
В механизме семь кинематических пар:
I: стойка 6 – кривошип 1 – вращательное движение
II: кривошип 1 – шатун 2 – вращательное движение
III: шатун 2 – ползун 3 – вращательное движение
IV: ползун 3 – стойка 6 – вращательное движение
V: кривошип 1 – шатун 4 – вращательное движение
VI: шатун 4 – ползун 5 – вращательное движение
VII: ползун 5 – стойка 6 – вращательное движение
Все кинематические пары пятого класса (p5).
По формуле Чебышева определим степень подвижности механизма (W):
,
где n – число подвижных звеньев;
p5 – число кинематических пар пятого класса;
p4 – число кинематических пар четвёртого класса;
,
что говорит о том, что в данном механизме одно ведущее звено. Согласно
классификации Артоболевского данный механизм:
Состоит из двух групп Ассура.
Условное обозначение n p5 p4 Характеристики
класс порядок вид
2 3 0 2 2 2
2 3 0 2 2 2
Является механизмом 1-го класса.
механизм 1-го класса
Формула строения механизма
2 (2,3)
1 (1)
2 (4,5)
2.2 Синтез рычажного механизма
В задачу синтеза входит определение геометрических размеров звеньев.
.
Найдём положения центров масс на шатунах по заданному соотношению:
lAS2=lAS4=0,35(l,
где l – длина шатуна. Тогда lAS2=lAS4=0,35(0,243(0,085 м.
2.3 Определение скоростей точек и угловых скоростей звеньев методом
планов.
Скорость точек можно определить методом планов скоростей. Кинематическое
исследование этим методом производится в следующей последовательности:
Вычерчиваем механизм в положениях, для которых нужно построить планы
скоростей.
Строим планы скоростей для всего механизма.
Механизм вычерчивается в определённом масштабе, который выражается
масштабным коэффициентом:
,
где lО1А – действительное значение длины звена; ОА – отрезок,
изображающий длину на чертеже.
Для построения положений звеньев механизма и траекторий, по которым
перемещаются точки, применяется метод геометрических мест (засечек).
Планы механизмов строятся для последовательно располагающихся
равноотстоящих положений ведущего звена. Кинематическое исследование
проводится для одного цикла движения. Соединяя последовательно положения
одной и той же точки звена, получим траекторию движения точки.
Результат графического решения уравнения, связывающего две скорости двух
точек звена, называется планом скоростей звена. Векторы относительных
скоростей не проходят через полюс плана скоростей, если звено не
совершает вращательного движения вокруг точки, принадлежащей этому
звену. Векторы абсолютных скоростей начинаются в полюсе плана скоростей.
Рассмотрим построение плана скоростей для одного положения механизма.
Определим скорость точки А ведущего звена.
,
м/с ( О1А.
.
Составим векторные уравнения для присоединённых групп Ассура с целью
определения скоростей точек В и С.
, vВА ( АВ; vВВ6 II х-х; vВ6=0.
, vDА ( АD; vDD6 II х-х; vD6=0.
Выбрав полюс pv и, задавшись масштабным коэффициентом, строим планы
скоростей для всех положений механизма. По правилу подобия: фигура,
образованная на плане скоростей векторами относительных скоростей,
подобна соответствующей фигуре на кинематической схеме механизма и
повернута относительно её на 90( по направлению угловой скорости. Отсюда
следует, что точки S2 и S4 на плане скоростей определятся из пропорций:
мм
мм.
Скорости точек S2 и S4 определяются векторами, соединяющими эти точки с
полюсом.
Угловые скорости звеньев находим:
.
Числовые значения скоростей для положения I определяются следующим
образом:
м/с
м/с
м/с
м/с
м/с
м/с, тогда
м/с.
Результаты измерений и вычислений занесём в таблицу 1.
Таблица SEQ Таблица \* ARABIC 1
№ п/п vа, м/с vс, м/с vb, м/с vd, м/с vаb, м/с vcd, м/с vS2, м/с vS4,
м/с (2, с-1 (4, с-1
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
0 14,137 14,137 0,00 0,00 14,10 14,10 9,30 9,30 58,02 58,02
1
8,70 5,40 12,30 12,30 11,10 10,20 50,62 50,62
2
14,10 10,50 7,20 7,20 13,80 12,60 29,63 29,63
продолжение таблицы 1
1 2 3 4 5 6
8 9 10 11
3 14,137 14,137 14,10 14,10 0,00 0,00 14,10 14,10 0,00 0,00
4
10,50 13,95 7,50 7,50 12,60 13,50 30,86 30,86
5
5,10 8,40 12,60 12,60 10,20 11,10 51,85 51,85
6
0,00 0,00 14,10 14,10 9,30 9,30 58,02 58,02
7
5,10 8,70 12,30 12,30 10,50 11,10 50,62 50,62
8
10,20 14,10 7,20 7,20 12,60 13,80 29,63 29,63
9
14,10 14,10 0,00 0,00 14,10 14,10 0,00 0,00
10
13,95 10,50 7,20 7,20 13,50 12,60 29,63 29,63
11
8,70 5,40 12,60 12,60 11,10 10,20 51,85 51,85
12
0,00 0,00 14,10 14,10 9,30 9,30 58,02 58,02
13
8,70 5,40 12,30 12,30 11,10 10,20 50,62 50,62
14
14,10 10,50 7,20 7,20 13,80 12,60 29,63 29,63
15
14,10 14,10 0,00 0,00 14,10 14,10 0,00 0,00
16
10,50 13,95 7,50 7,50 12,60 13,50 30,86 30,86
17
5,10 8,40 12,60 12,60 10,20 11,10 51,85 51,85
18
0,00 0,00 14,10 14,10 9,30 9,30 58,02 58,02
19
5,10 8,70 12,30 12,30 10,50 11,10 50,62 50,62
20
10,20 14,10 7,20 7,20 12,60 13,80 29,63 29,63
21
14,10 14,10 0,00 0,00 14,10 14,10 0,00 0,00
22
13,95 10,50 7,20 7,20 13,50 12,60 29,63 29,63
23
8,70 5,40 12,60 12,60 11,10 10,20 51,85 51,85
24
0,00 0,00 14,10 14,10 9,30 9,30 58,02 58,02
2.4 Исследование механизма методом кинематических диаграмм
Исследование механизмов методом диаграмм производится с целями:
Получения наглядного представления о законе движения интересующей нас
точки или звена механизма.
Определения скоростей и ускорений точек или звеньев на основе известного
закона перемещений точек или звеньев.
В курсовом проекте выполним кинематическое исследование методом диаграмм
для точек D и С.
Для построения диаграммы перемещений отложим для каждого положения
соответствующее перемещения ползунов D и С в масштабе (S.
Кинематические диаграммы скоростей и ускорений строим методом хорд.
,
.
Скорости и ускорения т. В, найденные методом диаграмм, занесём в таблицу
2.
Таблица SEQ Таблица \* ARABIC 2
Параметр Значения в положениях
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
Скорость т. В, м/с 0 6,9 10,2 10,2 6,3 4,8 0 4,5 7,5 9,6 10,2 6,3
Ускорение т. В, м/с2 2600 1650 600 450 1000 1350 1400 1325 1000 450 600
1650
2.5 Определение приведённых моментов сил.
Мпр – расчётный момент пары сил, определяемый из равенства его
элементарной работы, равен сумме элементарных работ сил и моментов пар
сил, действующих на звенья механизма.
,
где PB и PD определяются по индикаторной диаграмме.
Пример вычисления Мпр для положения 1:
=1698,14 Н(м.
Так как сила действует по направляющей и скорость направлена параллельно
направляющей, то косинус угла равен (1, а угол равен 0( или 180( в
зависимости от положения механизма.
Или иначе:
= 3,14(0,0036(0,011 м2 – площадь поверхности поршня.
Результаты измерений и вычислений занесём в таблицу 3.
Таблица SEQ Таблица \* ARABIC 3
угол, ( PВ, Па МВ, Н(м Мпр, Н(м vB, м/с
1 2 3 4 5
0 50000 0,00 0,00 0,00
30 -50000 22,85 1 698,14 8,70
60 -50000 37,03 1 336,53 14,10
90 -50000 37,03 703,52 14,10
120 -50000 27,57 170,96 10,50
150 -50000 13,39 -249,54 5,10
180 -50000 0,00 0,00 0,00
210 -25000 -6,70 1 698,14 5,10
240 12500 -6,70 1 336,53 10,20
270 100000 -74,05 703,52 14,10
300 300000 -219,80 170,96 13,95
330 862500 -394,10 -249,54 8,70
360 1450000 0,00 0,00 0,00
390 3725000 1702,07 1 698,14 8,70
420 1800000 1332,98 1 336,53 14,10
450 1050000 777,57 703,52 14,10
480 725000 399,82 170,96 10,50
510 575000 154,02 -249,54 5,10
540 250000 0,00 0,00 0,00
570 75000 -20,09 1 698,14 5,10
продолжение таблицы 3
1 2 3 4 5
600 50000 -26,79 1 336,53 10,20
660 50000 -36,63 170,96 13,95
690 50000 -22,85 -249,54 8,70
720 50000 0,00 0,00 0,00
.
2.5.1 Определение работ сил сопротивления и движущих сил
.
Полагая, что приведённый момент сил сопротивления имеет постоянную
величину во всех положениях кривошипа, то величину Мдв. определяем на
основе закона передачи работы при установившемся режиме действия
механизма.
За период установившегося движения работа движущих сил равна работе сил
сопротивления. При этом условии диаграмма Ас=Ас(() работ сил
сопротивления будет представлять собой наклонную прямую, соединяющую
начало координат с последней точкой графика.
Продифференцировав диаграмму Ас=Ас((), получим на диаграмме Мпр прямую,
которая и является диаграммой моментов сил сопротивления.
2.5.2 Определение суммарной работы.
Вычитая из ординат график Ад=Ад(() ординаты графика Ас=Ас((), получим
диаграмму приращения кинетической энергии машины с маховиком или
диаграмму суммарной работы.
.
2.5.3 Определение приведённых моментов инерции.
Приведённый моментов инерции – это такой условный момент, обладая
которым звено приведения развивает кинетическую энергию, равную сумме
кинетических энергий всех звеньев.
,
кг(М2, т.о. IS2= IS4.
Пример расчёта:
= =0,0155 кг(м2.
Результаты и вычислений занесём в таблицу 4.
Таблица SEQ Таблица \* ARABIC 4
угол, ( Iпр, кг(м2
1 2
0 0,0155
30 0,0251
60 0,0446
90 0,0526
120 0,0439
продолжение таблицы 4
1 2
150 0,0247
180 0,0155
210 0,0252
240 0,0442
270 0,0526
300 0,0438
330 0,0252
360 0,0155
390 0,0251
420 0,0446
450 0,0526
480 0,0439
510 0,0247
540 0,0155
570 0,0252
600 0,0442
630 0,0526
660 0,0438
690 0,0252
720 0,0155
2.5.4 Построение диаграммы Т2=Т2(()
Определим кинетическую энергию по формуле:
Найденные значения записываем в таблицу 5.
Таблица SEQ Таблица \* ARABIC 5
положение Т2
1 2
0 339,81
1 549,73
2 977,93
3 1153,10
4 962,32
5 540,97
6 339,81
7 553,70
8 968,61
9 1153,10
10 960,15
11 553,39
12 339,81
13 549,73
14 977,93
15 1153,10
16 962,32
17 540,97
18 339,81
19 553,70
продолжение таблицы 5
1 2
20 968,61
21 1153,10
22 960,15
23 553,39
24 339,81
2.5.5 Построение диаграммы изменения кинетической энергии (Т1=(Т1(().
Строим диаграмму изменения кинетической энергии путём вычитания из
кривой суммарной работы значений Т2, при этом диаграмма суммарной работы
и Т2 выполнены в одном масштабе.
.
Определяем (Т1наиб. и вычисляем значение Iпр1:
кг(м2,
, где Iпр0 – момент инерции звена, приведения и звеньев, связанных со
звеном приведения постоянством передаточного отношения.
2.5.6 Определение размеров маховика.
Момент инерции маховика коленвала должен быть таким, чтобы колебания
угловой скорости машины, заданные коэффициентом неравномерности вращения
( не выходил за предел колебания угловой скорости (max и (min.
кг(м2. Масса маховика определяется по формуле:
,
кг. Зная массу и плотность ((=7800 кг/м3), вычислим значения S и b:
м3.
, откуда
м ( S=0,4(0,055=0,022 м.
2.5.7 Определение закона движения ведущего звена
При принятых допущениях изменение угловой скорости ((1 ведущего звена
пропорционально изменению кинетической энергии (Т1 звеньев первой
группы. В Связи с этим, диаграмма (Т1=f((1) может являться и диаграммой
угловой скорости кривошипа (1, если принять равенство соответствующих
ординат.
.
.
.
Дифференцируем диаграмму(1=f((1) и получаем диаграмму аналога углового
ускорения кривошипа ((=f((1). При этом масштабный коэффициент
вычисляется по формуле:
.
Для определения углового ускорения кривошипа (1 воспользуемся следующей
формулой:
.
Пример расчёта: ((=[((](((=22 мм(0,255 с-1/мм=5,61 с-1, тогда
(1=5,61(209,03=1172,648 рад/с2.
Результаты измерений и вычислений занесём в таблицу 6.
Таблица SEQ Таблица \* ARABIC 6
положение ((1 (1 (1 ((
0 1,8 211,20 0 0,00
1 0,9 210,35 1180,081 5,61
2 -1,1 208,37 1328,367 6,38
3 -1,8 207,68 0 0,00
4 -0,4 209,03 1172,648 5,61
5 1,7 211,14 1346,011 6,38
6 1,8 211,20 0 0,00
7 0,9 210,31 1179,854 5,61
8 -1,0 208,47 1328,973 6,38
9 -1,8 207,68 0 0,00
10 -0,4 209,05 1172,772 5,61
11 1,6 211,01 1345,203 6,38
12 1,8 211,20 0 0,00
13 0,9 210,35 1180,081 5,61
14 -1,1 208,37 1328,367 6,38
15 -1,8 207,68 0 0,00
16 -0,4 209,03 1172,648 5,61
17 1,7 211,14 1346,011 6,38
18 1,8 211,20 0 0,00
19 0,9 210,31 1179,854 5,61
20 -1,0 208,47 1328,973 6,38
21 -1,8 207,68 0 0,00
22 -0,4 209,05 1172,772 5,61
23 1,6 211,01 1345,203 6,38
24 1,8 211,20 0 0,00
2.7 Силовой анализ рычажного механизма.
2.7.1 Определение ускорений точек методом планов.
Ускорения точек звеньев и угловые ускорения находим для заданного 4-го
положения механизма ((1=330(), для которого нужно провести силовой
анализ.
Определяем ускорения точек А и С:
= =2960,9 м/с2.
Для определения ускорений точек В и D составляем следующие векторные
уравнения:
( АВ
(( ОY
( СD
(( OY, строим план ускорений с масштабным коэффициентом (а= 36 м/с2.
Из произвольно выбранного полюса (, зная направление и величину,
откладываем ускорения т. А и С в выбранном масштабе. Из конца этого
вектора откладываем нормальные составляющие аВАn и аСDn, параллельные
соответственно АВ и CD. Из концов этих векторов проводим линии действия
тангенциальных составляющих, перпендикулярных АВ и CD. Из полюса
проводим линии действия ускорений т. В и D параллельно линии перемещения
ползунов. Получим ускорения точек В и D. Ускорения центров масс шатунов
находим по теореме подобия:
мм,
.
Определение числовых значений:
мм, аналогично
мм;
,
2.7.2 Определение угловых ускорений шатунов.
Угловые ускорения шатунов определяются по формулам:
.
2.8 Кинетостатический расчёт механизма.
Основной задачей силового анализа является определение реакций в
кинематических парах механизма, с учётом всех сил, действующих на его
звенья и определение уравновешивающей силы или момента, приведённого к
ведущему звену.
2.8.1 Определение сил и моментов, действующих на звенья механизма:
Силы, действующие на поршень, определяются с помощью индикаторной
диаграммы:
РВ4=-50000 Па, Sп=((r2=3,14((0,120 м/2)2=3,14(0,004 м2=0,011 м2, тогда
FВ=РВ4(Sп=
=-50000 Па(0,011 м2=-550 Н;
РD4=300000 Па, Sп=((r2=3,14((0,120 м/2)2=3,14(0,004 м2=0,011 м2, тогда
FD=РВ4(Sп=
=300000 Па(0,011 м2=3300 Н;
Силы инерции:
, таким образом
FИ2=-2,8 кг(2340 м/с2=-6552 Н;
FИ3=-3,0 кг(1800 м/с2=-5400 Н;
FИ4=-2,8 кг(2160 м/с2=-6048 Н;
FИ5=-3,0 кг(1044 м/с2=-3132 Н;
Моменты вычисляются по формуле:
, тогда
Н(м.
Силовой расчёт ведут с группы, наиболее удалённой от ведущего звена,
механизм рассматриваем в четвёртом положении.
2.8.2 Анализ присоединённых групп Ассура.
Выделяем группы Ассура, состоящие из второго и третьего, четвёртого и
пятого звеньев, прикладываем все силы, действующие на звенья, а также
все моменты инерции и моменты этих сил. Взамен отброшенных связей
прикладываем реакции. Реакцию во вращательной паре раскладываем на
нормальную (вдоль звена) и тангенциальную (перпендикулярно звену)
составляющие. Выбираем масштабный коэффициент (с.г.=0,0035 м/мм.
2.8.2.1 Группа 3-2.
Условие равновесия системы:
Определение реакций:
, откуда
, где h1 определяем из чертежа, (с.г.=0,0035 м/мм
[h1]=26 мм, тогда h1=[h1]( (с.г.=26(0,0035=0,091 м
Н.
2.8.2.2 Группа 5-4.
Условие равновесия системы:
Определение реакций:
, откуда
, где [h2]=41 мм, тогда h2=[h2]( (с.г.=41(0,0035=0,1435 м
Н.
Строим планы сил с масштабным коэффициентом (с.а.1=100 Н/мм и (с.а.2=70
Н/мм и из него находим:
[R12n]=113 мм – R12n=[R12n]( (с.а.1=113(100=11300 Н;
[R12(]=3726,5/100=37,265 мм
[R63]=11 мм – R63=[R63]( (с.а.1=11(100=1100 Н;
[R14(]=4844,395/70=69,266 мм
[R14n]=38,5 мм – R14n=[R14n]( (с.а.2=38,5(70=2695 Н;
[R65]=8 мм – R65=[R65]( (с.а.2=8(70=560 Н;
[R12]=109 мм – R12=[R12]( (с.а.1=109(100=10900 Н;
[R14]=87 мм – R14=[R14]( (с.а.2=87(70=6090 Н.
2.8.3 Силовой анализ механизма 1-го класса.
.
На звено 1 также действует момент сил инерции:
, где угловое ускорение рассчитывается по формуле:
, а ((=[((](((=22 мм(0,255 с-1/мм=5,61 с-1, тогда
кг(м2, тогда
Н(м.
Также к звену приложен уравновешивающий момент Му. Для определения,
которого составим уравнение моментов относительно точки О.
[h41]=6 мм – h41=[h41]( (1=6(0,001=0,006 м.
[h21]=14 мм – h21=[h21]( (1=14(0,001=0,014 м.
Н(м.
2.9 Проверка уравновешивающего момента методом рычага Жуковского.
Суть метода заключается в том, что сумма моментов всех сил, действующих
на механизм, включая и силы инерции, перенесённые параллельно себе в
одноимённые точки повёрнутого на 90( плана скоростей, относительно
полюса Рv равна нулю. План скоростей рассматривается как жёсткий рычаг.
План скоростей для четвёртого положения поворачиваем на 90( по
направлению угловой скорости (1, и прикладываем все силы. Моменты
инерции приводим к паре сил.
[h1]=12 мм; [h2]=13 мм; [h3]=8 мм; [h4]=33 мм; [hFИ2]=14 мм;
[hFИ4]=16 мм;
[ob]=34 мм; [od]=47 мм; [ao]=47 мм;
Составим уравнение моментов относительно полюса:
:
, откуда
3. Проектирование зубчатой передачи.
3.1 Синтез зубчатой передачи.
3.1.1 Алгоритм расчёта
Параметры инструмента, зависящие от угла наклона зубьев (.
.
1). Радиусы делительных окружностей:
2). Радиусы основных окружностей:
Расчётные коэффициенты смещения х1 и х2 для рассчитываемой передачи
должны прежде всего обеспечивать отсутствие подреза (хmin) и заострения
зубьев (хmax), а также гарантировать минимально допустимую величину
коэффициента перекрытия. Следовательно, должно соблюдаться условие
хtmin<x1,217 – целое число.
3.3.2 Проверка условия сборки.
Приняв z4=40, z5=36, z6=112, проверяем передачу на условие сборки без
натягов (при k=4; p=0):
– целое число, условие соблюдается.
3.3.3. Определение размеров планетарного редуктора.
, откуда
d4=m(z4=8(40=320 мм
d5=m(z5=8(36=288 мм
d6=m(z6=8(112=896 мм
3.3.4 Графическое построение редуктора, планов линейных и угловых
скоростей.
Вычерчиваем полученный механизм в масштабе (l=0,0064 м/мм и на
вертикальную прямую сносим все характерные точки.
(4=(1=209,44 рад/с., тогда vА=(1(r4=209,44(0,16=33,51 м/с. Строим
картину линейных скоростей с масштабным коэффициентом (v=vА/lvА=33,51
(м/с)/44 (мм)=0,7616 м/с/мм. Определяем скорости точек по картине
линейных скоростей:
vC=0
vO=0
vB=lvВ((v=32 (мм)( 0,7616 (м/с/мм)= 24,37 м/с.
рад/с, по построению – (4= l(4(((=75(2,7294=204,71 рад/с;
рад/с, по построению – (4= l(4(((=20(2,7294=54,59 рад/с;
рад/с, по построению – (4= l(4(((=75(2,7294=119 рад/с;
4 Синтез кулачкового механизма.
4.1 Задача синтеза кулачкового механизма.
Задача синтеза кулачкового механизма состоит в том, чтобы построить
профиль кулачковой шайбы, удовлетворяющей заданным требованиям.
1). Закон движения толкателя.
2). Угловая скорость кулачка.
3). Рабочий угол профиля (р=120(.
4). Перемещение толкателя h=12 мм.
.
4.2 Построение диаграммы аналогов ускорений.
4.3 Построение диаграммы аналогов скоростей и перемещения толкателя
методом графического интегрирования.
Масштабные коэффициенты:
4.4 Определение минимального радиуса кулачка.
. На пересечении соответствующих прямых получим точки, соединяем их и
проводим прямую под углом (доп.=45( к горизонтальной оси. На пересечении
с осью S получаем точку О – расстояние от неё до горизонтальной оси и
есть минимальный радиус кулачка, он равен rmin=ОА((=105(0,0004= =0,042
м, принимаем rк=0,045 м.
4.5 Профилирование кулачка.
При графическом методе построения кривой профиля кулачка используют
метод обращения движения: кулачок на чертеже считают неподвижным, а
стойку – вращающейся с угловой скоростью (-(11).
Строим положение механизма с масштабным коэффициентом (l=0,0005 м/мм.
Проводим окружность радиусом rк, угол рабочего профиля, который делим на
17 частей – углы, величина которых определяется по диаграмме аналогов
ускорений. Продолжаем прямые, делящие угол рабочего профиля, и
откладываем на них от радиуса величину хода толкателя. Соединяя точки
линией, получаем профиль кулачка.
Список использованной литературы:
1). Артоболевский И.И. “Теория механизмов и машин” М., “Наука”, 1975 г.
2). Дерягин Р.В. “Задания на курсовой проект”: Ч.2. – Вологда: ВоПИ,
1983. – 42 с.
3). Дерягин Р.В., Рябинина Л.Н. “Кинематический и силовой анализ
плоского рычажного механизма”: методические указания к курсовой работе.
– Вологда: ВоГТУ, 1999. – 36 с.
4). Попов С.А. “Курсовое проектирование по теория механизмов и механике
машин”: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов/ Под ред. К.В.
Фролова. – М.: Высш. шк., 1986. – 295 с.: ил.
5). “Теория механизмов и машин”: Учеб. для втузов/ К.В. Фролов, С.А.
Попов, А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк., 1987.
– 496 с.: ил.
PAGE 1
PAGE 22
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
