Кинематический анализ рычажного механизма

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Курсовой проект по ТММ

Руководитель

Покровский В.Б

Студент Халилов А.М.

Группа МЗ-390402с

2011 г.



Введение

В курсовом проекте проводится кинематический и динамический анализ исполнительного рычажного механизма, в результате которого рассчитывается мощность, необходимая для работы механизма. На основании исходных данных на проектирование, рассчитывают параметры цилиндрической прямозубой зубчатой передачи, обеспечивающее регламентированное (стандартное) межосевое расстояние. Проводится синтез кулачкового механизма и профилирование кулачка с параметрами, обеспечивающими заданный закон движения ведомого звена и минимальные потери мощности на трение при работе механизмов.



1. Структура анализ

W=3n-2p5=3*1-2*1=1 n=5

W=0, Группа Ассура механизм 2 класса, 2 вида

W=0, Группа Ассура механизм 2 класса, 1 вида

Механизм первого класса или группа ведущих звеньев

Механизм 2 класса



1. Кинематический анализ рычажного механизма

1.1 Расчёт масштабов кинематических схем и диаграмм

где LОО1 - межосевое расстояние т.ОО1 на кинетической схеме

Lb=86мм

ОО1- межосевое расстояние т. ОО1 на кинематической схеме

ОО1=0,43м

=0.004 м\мм

Где р=3,14

L-длина участка на кинематической схеме соответствующая одному обороту кривошипа ОА.

L=160мм

S max-длина максимальной ординаты перемещение ползуна В из нулевого положения в одно из крайних в масштабе Ks

Smax=B0B2*Ks=65mm*0.005m\mm=0.325m

Ymax=50…100мм, применяем Ymax=50мм

Графическим дифференцированием функции угла поворота ц строим диаграмму аналоге линейной скорости ползуна

Расчёт масштабов:

Где Ks=0.0065 м\мм

Kц=0.039 м\мм

Н1= расстояние от полюса Р1 до начала координат

Н1=20 мм

Где

??-угловая скорость

??=6 I/с

=6*0,0064=0,0384 м\с*мм



2. Динамический анализ рычажного механизма

Nполож	0	0	1	1	2	2	3	3	4	4	5	5	6	6	7	7
Q.H	0	600	600	600	600	600	600	600			600	600	600	600	600	600
VBi м\с		0,03	0,69	0,88	0,6	0,6	0,03	0,19			0,26	0,03	0,6	0,8	0,7	0,4
Mci пр Н.м	0	22,8	414	528	483,8	368,6	22,8	115,2			-156	-22,8	-390	-528	-438	-276

2.1 Расчёт приведённых моментов и работ сил сопротивления и сил движущих

- приведённого момента сил сопротивления в i-м положением механизма

??1- угловая скорость звена приведения ( кривошипа)

??1=??=6I\с

Q- технологическая нагрузка

Vвi- скорость ползуна В в i-м положительного механизма

Масштаб диаграммы Мпр :

максимальный приведённый момент сил сопративления

- максимальная координата на диаграмме Мпр



Масштаб работы

Ка=Км*Кц*Н2

Где: Км =13,2 Нм\мм

Кц=0,039 м\мм

Н2- расстояние о полюса Р2 до начала координат

Н2=20мм

Ка=13,2 Нм\мм*0,039м/мм*20мм=10,2Дж/мм

Находим hy=57мм

2.2 Расчёт мощности

Где А??- работа за цикл;

Ty - время цикла Ay=hy*Ка



3. Синтез зубчатой передачи

Определим делительное межосевое расстояние

Ближайшее большое стандартное значение по ГОСТ 2185-66 а??=315мм

а-а=315-305=10 = м

Суммарный коэффициент смещения

Где б=20°- угол главного профиля

По таблице инвалют определяем:

Inv б??=0.0293

Inv б=0.0149

Х1=0,5: Х2=Х-0,5=0,706

Определить радиусы делительных окружностей

Радиусы основных окружностей:

rв1= r1*cosб = 95*cos20° = 89,27 мм

rв2= r2*cosб = 210*cos20° = 197,33 мм

Коэффициент восприминяешиго смещения :

?=X??-y=1,206-1=0.206 коэффициент уравнительного смещения.

Радиусы окружности вершин и впадин:

rаi= ri +m( h+Xi-?y)

где h=1- коэффициент высоты зуба

rа1= r1 +m( h+Xi-?y) = 95+10(1+0,5-0,206)=107,94 мм

rа2= r2 +m( h+Xi-?y) = 210+10(1+0,706-0,206)=225 мм

rfi= ri +m( xi-h-c)

где с=0,25- коэффициент радиального зазора

rf1= r1 +m( xi-h-c) = 95+10(0,5-1-0,25)=87,5 мм

rf2= r2 +m( xi-h-c) = 210+10(0,706-1-0,25)=204,56мм

Толщина зубьев по делительной окружности:

Шаг зацепления по делительной окружности:

Pt = р*m = 3.14*10 = 31,4мм

Торцевой коэффициент перекатывания:

Где ав - практическая линия зацепления

ав = 38,061мм

Теоретическое значения коэффициента перекрытия:

бa1=arcos() =arcos( )= 34°20'

бa2=arcos() =arcos( )= 28°74'



Сравним полученные значения

кулачковый механизм звено толкатель



4. Синтез кулачкового механизма

Расчёт масштабов кинематических диаграмм движения ведомого звена (толкателя)

Где цр- рабочего угла поворота кулачка

L- длина соответствующая рабочему углу поворота кулочка на диаграмме

L=250 мм

цр = цп + цдв + ц?

где цп - угол поворота кулачка соответствующий подъёму толкателя,

цп =120° = 2,094рад

цдв - угол поворота кулачка соответствующего неподвижному положению толкателя в точке наиболее удалённого от центра вращения.

цдв=10° = 0,175рад

ц?-угол поворота кулачка соответствующий отпусканию толкателя

ц?=120° = 2,094 рад

цр=2,094+0,175+2,094=4,363

Где h max - максимальный ход толкателя

h max = 0,035м

Y max - максимальная ордината диаграммы перемещения S

Y max =311,076 мм

Где Н2 - расстояние от полюса Р2 до начала координат на диаграмме

Н2=20мм

Где Н1 - расстояние от полюса Р2 до начала координат на диаграмме

Н1=20мм

K's = K'=0.0001125м/мм

Где 04 - расстояние равное отрезку 04 на оси S диаграммы перемещения, 04=311,076



Профилирование кулачка в масштабе

Где r min - минимальный радиус профиля кулачка;

010- расстояние равное отрезку 010 по оси S на диаграмме перемещения, 010=684,268 мм

R min = 684,268

Расчет радиуса ролика толкателя

Rp=0.4*r min = 0.4*684,268=273,70 мм



Библиографический список

1. С.А. Попов «Курсовая проектирование по теории механизмов и механике машин» М: Высшая школа 1986г.

2. Артоболевский И.И « Теория механизмов и машин» М: Науке 1998г.

Размещено на Allbest.ru