Одноступенчатый компрессор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Одноступенчатый компрессор



Оглавление

I. Общая часть

1.1 Принцип действия машинного агрегата

1.2 Исходные данные проектирования

II. Динамический синтез рычажного механизма

2.1 Структурный анализ механизма

2.2 Кинематический синтез рычажного механизма

2.3 Выбор масштабов. Описание построения планов положения механизма

2.4 Описание построения планов аналогов скоростей

2.5 Расчет приведенных моментов инерции

2.6 Расчет приведенных моментов сил

2.7 Описание построения диаграмм приведенных моментов инерции, приведенных моментов сил, диаграмм работ, изменения кинетической энергии, диаграммы Виттенбауэра

2.8 Определение момента инерции маховика

2.9 Расчет истиной угловой скорости начального звена

III. Силовой анализ рычажного механизма

3.1 Определение скоростей и ускорений точек механизма

3.2 Расчет сил тяжести звеньев, главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

3.3 Определение значений реакций в кинематических парах механизма

3.4 Силовой расчет выходного звена

IV. Проектирование зубчатого механизма

4.1 Подбор зубьев колес планетарного механизма

4.2 Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи

V. Проектирование кулачкового механизма

5.1 Интегрирование функций аналогов ускорений. Построение кинематических диаграмм законов движения толкателя

5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

5.3 Определение профиля кулачка

Литература



I. Общая часть

1.1 Принцип действия машинного агрегата

Поршневой компрессор.

Одноцилиндровый поршневой компрессор простого действия предназначен для получения сжатого воздуха. Движение от электродвигателя 7 передается кривошипу 1 через планетарный редуктор 6 и зубчатую передачу z4--z5 (рис 1,а). Преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется шестизвенным кулисным механизмом, состоящим из кривошипа 1, кулисного камня 2, вращающейся кулисы 3, шатуна 4 и ползуна (поршня) 5. Изменение давления в цилиндре при движении поршня характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 1,б). Всасывание воздуха в цилиндр 8 происходит через впускной клапан 9 во время хода поршня справа налево при давлении ниже атмосферного. Нагнетение сжатого воздуха осуществляется через выпускной клапан 10 при ходе поршня слева направо.

Смазываются механизмы компрессора плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачок 11, закрепленный на одном валу с зубчатым колесом z4 приводит в движение толкатель (плунжер насоса) 12. Для получения требуемой равномерности движения на кривошипном валу закреплен маховик 13. Циклограмма механизмов показана на рис. 1в.

1.2 Исходные данные проектирования

Схема механизма: Индикаторная диаграмма:

Параметры:

Н=200 мм - ход поршня 3;

max=15 град - максимальный угол давления;

nk=480 об/мин - частота вращения кривошипа АВ;

d=180 - диаметр поршня 3;

Рmax=1.2 МПа - рабочее давление в цилиндре;

q=44 кг/м - масса 1 м звена;

m2=ql2; m1=1.5m2; m3=2m2 - масса 2, 1 и 3 звеньев;

IA=0.3m1l12 - момент инерции кривошипа относительно оси, проходящей через центр масс.

Проектирование зубчатого механизма.

Схема зубчатого механизма:

Параметры планетарного редуктора:

U1H=3.5 - передаточное отношение планетарной передачи;

k=3 - число сателлитов в планетарной передаче;

m1=4 мм - модуль зубчатых колес планетарной передачи.

Параметры открытой зубчатой передачи:

z4=12 - число зубьев 4 колеса;

z5=25 - число зубьев 5 колеса;

m=8 - модуль зубчатых колес открытой передачи.

Параметры исходного контура по ГОСТ 16532-70:

=20 град; ha=1; C=0.25.

Проектирование кулачкового механизма:

Схема кулачкового механизма:

Законы движения:

- при удалении - с равномерно убывающим ускорением;

- при приближении - синусоидальный.

Параметры:

h=26 мм - ход толкателя кулачкового механизма;

фазовые углы поворота кулачка:

у=92 град - удаления;

д=35 град - дальнего стояния;

в=108 град - возвращения (приближения).

доп=23 град - допускаемый угол давления в кулачковом механизме.

II. Динамический синтез рычажного механизма

2.1 Структурный анализ механизма

Известно, что степень подвижности рычажного механизма определяется по формуле:

W=3n-2p5-p4 ,

где р5 - число кинематических пар пятого класса, р4 - число кинематических пар четвертого класса, а n - число подвижных звеньев механизма. В данном механизме:

n=3; p5=4 (0-1, 1-2, 2-3, 0-3); p4=0 - пар четвертого класса нет.

W=33-24=9-8=1,

отсюда следует, что положение звеньев механизма определяется заданием одной обобщенной координаты (ц1):

Для определения класса механизма разобьем его на группы Ассура:

звенья 2 и 3 - группа Ассура второго класса;

звено 1 и стойка А - механизм первого класса.

Формула строения механизма:

I(0,1)II(2,3)

кинематический анализ

II класса,

2 порядка,

механизм I класса ВВП.

Механизм второго класса.

2.2 Кинематический синтез рычажного механизма

Определим размеры звеньев и координаты центров масс на звеньях.

Входные параметры синтеза: Н=200(мм)., Umax=15?.

Определяем длину кривошипа. Для этого рассмотрим крайние положения В и В'.

Н=2l1, значит

l1=Н/2=200/2=100(мм).

Определяем l2. Для этого рассмотрим механизм в положении с максимальным углом давления между 2(шатуном) и 3(ползуном).

Из прямоугольного треугольника АВС(угол ВАС - прямой), следует:

sinmax=AB/BC=l1/l2,

l2= (мм).

Угловая скорость кривошипа: ;

Положение центра масс на звене ВС: lBS2=0.35lBC=0.35386.39=135.236 (мм).

2.3 Выбор масштабов. Описание построения планов положения механизма

При графическом методе на чертеже изображаются звенья механизма в виде отрезков определенной длинны (в миллиметрах), соответствующих длине звеньев в ед. СИ, и кинематические пары связывающие звенья между собой в виде условных обозначений. Для построения планов положения механизма выбираем масштабный коэффициент длины:

мl=2 (мм/мм).

Длины отрезков на чертеже:

АВ=l1/мl=100/2=50(мм);

ВС=l2/мl=386.39/2=193.195(мм);

BS2=lBS2/мl=135.236/2=67.618(мм);

[H]=H/мl=200/2=100(мм).

Основная система координат XOY связана со стойкой, а ее начало совпадает с осью вращения А входного звена 1. Обобщенной координатой ц1 механизма является угол поворота входного начального звена 1.

Угол поворота считается положительным при отсчете от отрицательного направления оси ОХ по часовой стрелке, отрицательным - против часовой стрелки.

Траекторию точки В звена 1 (окружность) делим на 12 равных частей.

2.4 Описание построения планов аналогов скоростей

Необходимо построить планы аналогов скоростей для 12 положений механизма и определить длины отрезков, изображающих аналоги скоростей на планах.

Между скоростями точек и аналогами скоростей существует пропорциональная зависимость, значит для построения планов скоростей воспользуемся векторными уравнениями.

Скорость точки В (кривошипа):

VB=щkl1=50.240.1=5.024 (м/c);

Масштабный коэффициент плана скоростей: мv=0.05 (м/c·мм);

При построении планов аналогов скоростей длина отрезка pb будет равна:

pb=VB/мv=5.024/0.05=100.48 (мм); так как VВАВ, значит pbАВ.



Для построения аналогов скорости точки С

, - векторное уравнение. Решаем графически.

, где pc - аналог скорости точки С.

Строим аналог скорости центра масс - точки S2(отрезок ps2). По теореме подобия получаем:

bs2/BS2=bc/BC, значит bs2=bcBS2/BC=0.35bc;

На планах аналогов скоростей измеряем длины соответствующих векторов. Полученные значения заносим в таблицу 1.

Таблица 1:

№	pb, мм	bc, мм	pc, мм	ps2, мм
1	100.48	100.48	0	65.3
2	100.48	87	40	78.5
3	100.48	52	75.2	89
4	100.48	0	100.48	100.48
5	100.48	52	97.5	95.5
6	100.48	87	60.5	77.5
7	100.48	100.48	0	65.3
8	100.48	87	60.5	77.5
9	100.48	52	97.5	95.5
10	100.48	0	100.48	100.48
11	100.48	52	75.2	89
12	100.48	87	40	78.5
13	100.48	100.48	0	65.3



2.5 Расчет приведенных моментов инерции

Приведенный момент инерции механизма Iпр представляет собой момент инерции, которым должно обладать звено приведения относительно оси его вращения, чтобы кинетическая энергия этого звена была равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма. Суммарный приведенный момент инерции механизма Iпр представляет собой сумму приведенных моментов инерции всех подвижных звеньев механизма.

учитывая, что

VC=pcV; VS2=pS2V; VB=pbV; 2=;

m2=ql2; m1=1.5m2; m3=2m2; IA=0.3m1l12;

IS2=0.17m2l22; l1=100(мм)= 0.1(м); l2=386.4(мм)=0.3864(м);

подставляя в формулу данные выражения и числовые значения, после преобразования получим следующее выражение:



Подставляя pc, bc, ps2 соответственно, заносим в таблицу полученные значения.

Таблица 2:

№	Iпр, кгм2
1	0.177
2	0.255
3	0.408
4	0.586
5	0.558
6	0.323
7	0.177
8	0.323
9	0.558
10	0.586
11	0.408
12	0.255
13	0.177

2.6 Расчет приведенных моментов сил

По заданным значениям относительных параметров изображаем индикаторную диаграмму в масштабе р=0.012 Мпа/мм. Переносим на нее разметку траектории точки С и находим значение давления в каждой фиксированной позиции механизма.

Полученные данные заносим в таблицу.

Таблица 3:

№	Р, МПа
1	1.12
2	0.57
3	0.27
4	-0.05
5	-0.05
6	-0.05
7	0
8	0.08
9	0.42
10	0.94
11	1.20
12	1.20
13	1.12

Рассчитываем приведенные моменты сил по формуле:

;

учитывая, что

;

;

;

получим:

;

где (pc)x и (ps2)y - проекции на оси X и Y с учетом знака.

Для того чтобы найти значения полученного выражения находим по плану скоростей (pc)x и (ps2)y, заносим их в таблицу 4; с помощью данных таблиц 3 и 4 находим значение Мпр.



Таблица 4:

№	(ps2)y, мм	(pc)x, мм	Mпр, Нм
1	65.3	0	-11.036
2	56.0	40.00	565.830
3	33.0	75.22	98.172
4	0	100.48	-127.040
5	-32.0	97.51	-117.830
6	-54.0	-60.52	-67.346
7	-63.5	0	11.035
8	-54.0	-60.52	-113.200
9	-32.0	-97.51	-1029.811
10	0	-100.48	-2387.261
11	33.0	-75.22	-2276.712
12	56.0	-40.00	-1222.899
13	65.3	0	-11.035

2.7 Описание построения диаграмм приведенных моментов инерции, моментов сил, диаграмм работ, изменения кинетической энергии, диаграммы Виттенбауэра

По данным таблицы 2 строим диаграмму приведенных моментов инерции Iпр() в масштабе Iпр=10-2 (кгм2/мм); =0.04 (рад/мм).

В масштабе пр=20 (Нм/мм) строим диаграмму приведенных моментов сил.

Методом графического интегрирования диаграммы приведенных моментов сил с полюсным расстоянием h=25 мм получаем диаграмму работ сил сопротивления Ас().

Диаграмма работ движущих сил Ад() - прямая линия, соединяющая начало координат с последней точкой диаграммы Ас(), так как момент движущих сил Мд=const.

В масштабе



т=а=мh=200.0425=20(Дж/мм),

в соответствии с выражением Т=Ад-Ас строим диаграмму избыточных работ (изменения кинетической энергии).

Диаграмму Виттенбауэра строим при помощи диаграмм избыточных работ Т() и приведенного момента инерции Iпр() исключая общий параметр : Т(Iпр).

2.8 Определение момента инерции маховика

По заданному коэффициенту неравномерности вращения кривошипа =0.12 и средней угловой скорости определяем углы max и min, образованных касательными к диаграмме Виттенбауэра с осью абсцисс.

рычажный зубчатый кулачковый механизм

(с-1);

;

;

;

.

На диаграмме Т (Iпр) под углами и проводим касательные до пересечения с осью Т в точках k, l. Величина отрезка kl=64 (мм).



Момент инерции маховика находим по формуле:

(кгм2).

2.9 Расчет истинной угловой скорости начального звена

Определяем значение кинетической энергии механизма в его начальном положении:

;

(Дж).

Определяем для каждого положения I:

;

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с);

(рад/с).

Полученные значения I наносим на график =(), приняв масштабный коэффициент =0.1 (с-1/мм).

III. Силовой анализ рычажного механизма

3.1 Определение скоростей и ускорений точек механизма

Расчет проводим для одиннадцатого положения механизма. Примем масштабный коэффициент l=мм/мм, тогда чертежные размеры звеньев будут равны:

АВ=100 (мм);

ВС=386 (мм);

BS2=135.24 (мм).

Определяем значение углового ускорения:

; учитывая, что

, , получим следующее выражение:

;

где =107.5- угол между касательной к диаграмме угловых скоростей в одиннадцатом положении с осью абсцисс:

Решим другим способом:

где =110 - угол между касательной к диаграмме приведенных моментов инерции и осью абсцисс;

(с-1);



Решим другим способом:

; (Нм);

;

;

,

- угол касательной к диаграмме приведенных моментов инерции и осью абсцисс.

;

;

подставим числовые значения:

(с-1);

Принимаем угловое ускорение =375.183 (с-1), знак минус указывает на направление обратное угловой скорости .

Для построения плана скоростей определяем скорость точки В кривошипа.

VB=11lAB=47.5770.1=4.758 (м/с),

Выбираем V=0.05м/с/мм pb=91.56 (мм).

Для построения скорости точки С воспользуемся векторным уравнением:

, которое решим графически:

, , ;

Тогда действительные скорости будут равны:

VВ=pbV=91.560.05=4.758 (м/с);

VС=pcV=690.05=3.450 (м/с);

VСВ=cbV=450.05=2.250 (м/с);

2=VCB/lCB=2.250/0.386=5.82 (c-1).

Построение плана ускорений.

Для того чтобы найти ускорение точки В воспользуемся векторным уравнением:

(1);

anB=211l1=47.57720.1=226.357(м/c2);

aB=11l1=375.0500.1=37.505 (м/c2).

Выбираем масштабный коэффициент для построения плана ускорений: а=2 (м/с2/мм).

Тогда, на чертеже, отрезки соответствующие ускорениям будут равны:



(мм);

(мм);

Решаем уравнение (1) графически:

(1*), , ,

мм (м/с2);

Для нахождения ускорения точки С воспользуемся уравнением:

(2);

;

(с-1);

(м/с2);

Тогда на чертеже: (мм);

Решаем (2) графически:

(2*),

с=88 мм аС=са=882=176(м/с2);



Найдем угловое ускорение второго звена:

(с-1);

3.2 Расчет сил тяжести звеньев, главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

Находим силы тяжести звеньев:

Далее находим силы и моменты инерции:

Определяем силы тяжести звеньев:

ФИ1=0; МИ1=(IA+Imax)1;

MИ1=(0,00923+1,05)953,12=1009,57 (Нм);

ФИ2=m2aS2=m2s2a=17.0022564=17410 (Н);

MИ2=IS22;

);

MИ2=0,023363063,2=71,56 (Нм).

Найдем силу Fзд:



(Н).

3.3 Определение значений реакций в кинематических парах механизма

Рассмотрим отдельную группу Ассура 2 - 3 и найдем реакцию в шарнире В() и реакцию RO3. Для этого запишем векторное уравнение:

Для того, чтобы найти F12 запишем сумму моментов всех действующих сил относительно точки С:

Для построения плана сил выбираем масштабный коэффициент F=20 (H/мм), с учетом этого отрезки на чертеже примут значения:

ab=Fзд=610.416 (мм);

bc=Фи3=4.220 (мм);

cd=G3=6.801 (мм);

de=G2=0.340 (мм);

ef=Ф2=66.306 (мм);

fk=R12=31.262 (мм).

3.4 Силовой расчет выходного звена

Рассмотрим силы действующие на начальное звено и запишем условие равновесия сил:

:

(4);

;

(Н);

Выбираем масштабный коэффициент для плана сил начального звена и решаем уравнение (4) графически:

F'=100 (Н/мм);

аb=R21=280.25 (мм);

bc=G* /G*=255.024+422.6/ =6.77 (мм);

ca=279.5 (мм),

R01=279.75100=27950 (H).

Проверка:

Запишем сумму моментов относительно точки А:

-Ми1-Мд+R21lh3=0;

Мд=315.29 Нм;

Ми1=(Imax+IA)1=(4.226+0.0765)375.05=1613.4;

lh3=0.0725 м;

R21=28025 H;

-1613.4-315.29+280.250.0725=0;

1928.7=2031.81

==4.8%

IV. Проектирование зубчатого механизма

4.1 Подбор зубьев колес планетарного механизма

После выбора схемы планетарной передачи можно перейти к подбору чисел зубьев колес из условия обеспечения заданного передаточного отношения (основного условия) При этом необходимо учитывать ряд дополнительных условий синтеза (ограничений), определяемых конструкцией планетарных механизмов и заключающихся в выполнении условий:

n сносности: rn=rw1+rw2=rw3-rw2; (z1+z2=z3-z2);

n сборки: ; (k=3, p=0);

n соседства: (z1+z2)sin(180/k);

n правильного зацепления: z1,2zmin=17; z3zmin=85.

1) Алгоритм подбора числа зубьев колес:

передаточное отношение:

(5);

Число зубьев z1, по условию правильного зацепления, надо выбирать из ряда z1=17,18,119,20,…; а число зубьев z3 из ряда z3=85,86,…;

Приняв z1=36 z3=(U1H-1)z1=2.536=90;

определяем из условия соседства число зубьев z2:

z1+z2=z3-z2 ;



Приняв z1=36, z2=30, z3=90 проверяем передачу на условие сборки без натягов (k=3, p=0):

, С0=42;

проверяем условие соседства:

(z1+z2)sin(180/k)z2+2;

(36+30)sin6030+2;

57.1232.

По формуле (1) определяем фактическое передаточное отношение:

U*1H=1+,

следовательно, относительная погрешность будет:

;

4.2 Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи

Исходные данные состоят из двух групп: параметров режущего инструмента и параметров передачи.

Исходные данные режущего инструмента: исходный контур инструмента - реечный; m=8мм, модуль зубьев; =20--угол профиля зуба; ha*=1 - коэффициент высоты зуба; С*=0.25 - коэффициент радиального зазора.

Исходные данные передачи: z4 и z5 - числа зубьев колес (z4=12, z5=25) x1=x2=0.5 - коэффициент смещения исходного контура для четвертого и пятого колес.

Алгоритм расчета геометрических параметров зубчатых колес и зацепления в необходимой последовательности:

1) коэффициенты суммы смещений:

2) суммарное число зубьев:

3) угол зацепления прямозубой передачи:

4) делительное межосевое расстояние:

a=0.5m (мм);

5) межосевое расстояние:



(мм);

6) коэффициент воспринимаемого смещения:

;

7) коэффициент уравнительного смещения:

;

8) высота зуба:

(мм);

9) окружной делительный шаг:

(мм);

10) окружной начальный шаг:

(мм);

11) радиусы делительных окружностей:

(мм);

(мм);

12) радиусы основных окружностей:

(мм);

(мм);

13) радиусы начальных окружностей:

(мм),

(мм);

14) радиусы окружностей впадин:

(мм),

(мм);

15) радиусы окружностей вершин:

(мм),

(мм);

16) угол профиля зуба на окружности вершины:



(мм),

(мм);

17) окружная делительная толщина зуба:

(мм),

(мм);

18) начальная окружная толщина зуба:

(мм),

(мм);

19) окружная толщина зубьев по вершинам:

(мм),

(мм);

20) длина линии зацепления:

(мм),

21) радиус кривизны эвольвенты на вершине зуба:

(мм),

(мм);

22) длина активной линии зацепления:

(мм);

23) радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:

(мм),

(мм);

24) коэффициент перекрытия:

;

25) радиус кривизны профиля в граничной точке эвольвенты:

(мм),

(мм);

26) радиусы граничных окружностей:

(мм)

(мм),

После выполнения расчетов вычерчиваем зубчатую передачу приняв масштабный коэффициент l=0.25 мм/мм.

V. Проектирование кулачкового механизма

5.1 Интегрирование функций аналогов ускорений. Построение кинематических диаграмм законов движения толкателя

Рабочий угол кулачка:

(рад).

Фазовые углы в радианах:

(рад),

(рад),

(рад);

Принимаем (рад/мм), тогда на чертеже:

у=80.5 (мм),

д.с.=30.5 (мм),

в=94 (мм).

На фазе удаления выходное звено движется по закону с равномерно убывающим ускорением:

(мм),

Принимаем S=S=S=0.5 (мм/мм), тогда на чертеже

(мм).

На фазе приближения выходное звено движется по синусоидальному закону:



(мм), так как имеет место фаза приближения, знаки меняются на противоположные; на чертеже

(мм).

Диаграммы законов движения (для ускорений) строим графоаналитическим методом.

Диаграммы законов движения (для скоростей) строим методом графического интегрирования диаграмм законов движения (для ускорений).

Полюсное расстояние:

(мм).

Диаграммы законов движения (для перемещений) строим методом графического интегрирования диаграмм законов движения (для скоростей).

Полюсное расстояние:

(мм).

5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

В основе графического метода определения основных размеров для кулачковых механизмов с роликовым входным звеном лежат зависимости:

, где е - эксцентриситет, -- угол давления.



При увеличении до некоторого критического значения доп наступает заклинивание механизма. Поэтому при проектировании кулачковых механизмов основные параметры - минимальный радиус кулачка R0 и смещение е определяются из условия незаклинивания механизма: i<доп. В общем случае угол i является величиной переменной и может быть выражен через основные параметры кулачкового механизма.

Если для ряда положений механизма векторы аналогов скорости sil центра ролика толкателя (коромысла) повернуть на 90 в направлении вращения кулачка и провести лучи под углом min (min =90 -доп), то они определят зону возможного расположения центров вращения кулачка. Соединив плавной кривой концы векторов получим график s=s(sl). Если выбрать ось вращения кулачка в точке пересечения ограничивающих лучей, то значение R0будет наименьшим. Выбрав центр вращения кулачка, определяют по чертежу остальные размеры кулачкового механизма.

При силовом замыкании (как в данном условии) высшей пары условие i<доп должно выполнятся только на фазе удаления, так как на фазе возвращения толкатель (коромысло) движется под действием пружины. В этом случае второй ограничивающий луч проводится через точку В0, соответствующую началу удаления.

[R0]=50.5 (мм) l=S R0=50.5S=50.50.5=25.25 (мм);

[е]=20.5 (мм) е=20.5S=20.50.5=10.25 (мм).

5.3 Определение профиля кулачка

При графическом методе построения кривой профиля кулачка используют метод обращения движения: кулачок на чертеже считают неподвижным, а стойку вращающейся с угловой скоростью (-). Построение выполняют в масштабе, соответствующем требуемой точности и допускаемой погрешности построений (0.5 мм).

Выбираем положение оси кулачка, относительно нее располагаем ось толкателя в рабочем положении с заданным смещением е и проводим окружность радиусом R0. От точки В0 откладываем углы поворота стойки в обращенном движении. За начало отсчета перемещений толкателя принимают начальную окружность R0, на которой размещают точки В0, 1', 2', 3', … и т. д. Отрезки 1'1, 2'2, 3'3, … и т. д. в масштабе l=0.25 (мм/мм) соответствуют ординатам ySi на графике перемещений толкателя. В нашем случае приняли 2l=S 1'1= 2yS1, 2'2=2yS2,…и т.д.

Таким способом получают центровой профиль кулачка.

Действительный профиль кулачка найдем как эквидистантную кривую, отстающую от центрового профиля на расстоянии, равном радиусу ролика.

Радиус ролика выберем наименьший из условий:

- чтобы не получилось заострение действительного профиля (д.п.=0) должно выполнятся условие: Rp0.7min;

- ограничения контактных напряжений: Rp0.4R0.

Минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка min определяем как радиус вписанной окружности выпуклого участка профиля кулачка, где кривизна его окажется наибольшей. На этом участке произвольно выбираем три точки К1, К2, К3 и соединяем их двумя хордами. В середине хорд восстанавливаем к ним перпендикуляры, точку пересечения которых принимают за центр вписанной окружности. На чертеже min=79 (мм),

Rp 10.7min=0.779=55.3 (мм);

Rp20.4R0=0.450.5=40.4 (мм).

Окончательно принимаем Rp=40.4 (мм) (на чертеже).

Действительный радиус ролика: Rp=20.2l=20.20.25=10.1 (мм).

Для получения действительного профиля кулачка на его центровом профиле выбираем ряд точек, из которых проводим полуокружности (в сторону уменьшения радиуса-вектора кулачка) радиусом равным радиусу ролика Rp=40.4 (мм).

Огибающая этих полуокружностей и является действительным профилем кулачка.



Литература:

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М.: Наука, 1975. - 640 с.

2. С.А. Попов, Г.А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высш. шк., 1999.

3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин /Под ред. Г.Н. Девойно. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 285 с.

Размещено на Allbest.ru