Размещено на http://www.allbest.ru/

Завдання

курсового проекту по теорії механізмів і машин

1. Тема курсового проекту - «Синтез і аналіз кулачкового механізму».

2. Вихідні дані до проекту:

важільний механізм - завдання 2, варіант 1, положення механізму 2;

кулачковий механізм - варіант 14;

зубчастий механізм - варіант 8.

3. Перелік питань, що підлягають розробці):

синтез і аналіз важільного механізму;

синтез кулачкового механізму;

синтез і аналіз зубчастих механізмів.

Зміст

• Вступ
• 1.АНАЛІЗ ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ
• 1.1 Вихідні дані
• 1.2 Побудова планів положень
• 1.3 Структурний аналіз
• 1.4 Розрахунок механізму на ЕОМ
• 1.5 Кінематичний аналіз методом планів
• 1.5.1 Побудова плану швидкостей
• 1.5.2 Побудова плану прискорень
• 1.6 Силовий розрахунок
• 1.6.1 Визначення інерційних факторів
• 1.6.2 Силовий розрахунок групи Ассура II2(4,5)
• 1.6.3 Силовий розрахунок групи Ассура II1(2,3)
• 1.6.4 Силовий розрахунок механізму I класу
• 1.7 Порівняння результатів графоаналітичного
• і «машинного» розрахунків
• 2. СИНТЕЗ І АНАЛІЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНІЗМУ
• 2.1 Побудова діаграм руху штовхача
• 2.2 Визначення основних розмірів механізму
• 2.3 Побудова профілю кулачка
• 3. СИНТЕЗ І АНАЛІЗ ЗУБЧАСТИХ МЕХАНІЗМІВ
• 3.1 Розрахунок геометричних параметрів механізму
• 3.2 Побудова окружностей і ліній зачеплення
• 4.3 Побудова профілів зубів
• 4.4 Побудова зачеплення
• Література

Вступ

Теорія механізмів машин є основою проектування працездатних технічних об'єктів. Основні завдання ТММ - аналіз механізмів із заданими параметрами й проектування механізмів, що задовольняють заданим вимогам. Результати рішення завдань ТММ є вихідними даними для більше детального проектування об'єктів методами деталей машин, опору матеріалів і спеціальних дисциплін.

Об'єктом даного курсового проекту є машинний агрегат, структурна схема якого наведена на мал. 1

Мал.. 1.1 Структурна схема машинного агрегату

Обертання від двигуна Д через муфту М1 передається на провідний вал передавального механізму ПМ1 (планетарної передачі), що міняє частоту обертання Д nД до заданої частоти обертання кривошипа nкр робочої машини РМ. Ведений вал ПМ1 з'єднується з валом кривошипа РМ муфтою М2. Обертання від Д на вал кулачка кулачкового механізму КМ передається передавальним механізмом ПМ2, що складається із зубчастих коліс z1 і z2 і перетворюючої nд у задану частоту обертання кулачка nк. РМ виконана на базі плоского важільного механізму; плоский КМ складається з обертового кулачка й штовхача.

РМ виконує задану технологічну операцію, КМ виконує допоміжні функції. Маховик М установлюється на валу кривошипа РМ і служить для зниження коефіцієнта нерівномірності обертання д при усталеному русі до заданої величини.

Завдання курсового проекту складається у визначенні параметрів, кінематичних і силових характеристик механізмів машинного агрегату, а також у визначенні його деяких силових характеристик.

«Насос подвійної дії»

Проектований машинний агрегат працює в такий спосіб:

Насос призначений для перекачування рідини під впливом прямого й зворотного ходів поршня 5, що приводиться в рух кривошипно-коромисловим механізмом, що складається із кривошипа 1, шатунів 2 і 4 і коромисла 3. Привод кривошипа 1 містить у собі електродвигун і планетарний редуктор. Система змащення насоса постачена плунжерним насосом, на основі кулачкового механізму, що має привод від електродвигуна через пару зубчастих коліс (див. мал. 1.1).

При русі поршня праворуч ліворуч (див. мал. 1.2) у лівій частині порожнини циліндра відбувається збільшення тиску й при Qmax рідина через нижній клапан нагнітається в мережу. У правій частині порожнини одночасно йде процес усмоктування через верхній клапан при тиску 0,1Qmax нижче атмосферного. При зворотному русі поршня в лівій частині порожнини циліндра відкривається верхній клапан і відбувається усмоктування 0,1Qmax нижче атмосферного, а в правої - відкривається нижній клапан і відбувається нагнітання в мережу. Сила опору, що діє на поршень насоса, буде дорівнює сумі сил (0,1Qmax + Qmax), що діють в обох частинах порожнини циліндра й завжди спрямована проти швидкості руху поршня.

1.Аналіз важільного механізму

1.1 Вихідні дані

Структурна схема механізму наведена на мал. 2, де механізм зображений у заданому положенні. Геометричні розміри й інші задані постійні параметри наведені в табл.1.1. Відповідно до рекомендацій у завданнях вага ланки 5 прийняти G5 H.

Мал..2. Структурна схема важільного механізму

Таблиця 1.1

Задані параметри механізму

LO1A, м	LAB, м	LO3B, м	LCD, м	LO3C, м	XO3, м	YO3, м	YO5, м	n1, про./мін	Qmax, H	д
0,10	0,73	0,40	0,25	0,50	0,63	0	0,50	280	2400	0,15

1.2 Побудова планів положень

Для побудови планів положень механізму приймається масштаб:

Задані розміри механізму Li у прийнятому масштабі КS зображуються креслярськими розмірами 1i обумовленими по вираженню:

(1.1)

Креслярські розміри механізму, визначені по (1.1), наведені в табл.1.2.

Таблиця 1.2

Креслярські розміри ланок механізму

ПРО1А	АВ	О3У	О3С	CD	X03	Y03	Y05
20	146	80	100	50	126	0	100

Використовуючи знайдені креслярські розміри, на аркуші 1 проекту побудоване крайні й задане положення механізму.

1.3 Структурний аналіз

Структурна схема механізму наведена на мал.2, де рухливі ланки позначені арабськими цифрами (1 - кривошип, 2 і 4 - шатуни, 3 - коромисло, 5 - повзун). Кінематичні пари V класу також позначені арабськими цифрами, обведеними кружками.

Оскільки механізм плоский, те його ступінь рухливості визначається по формулі П. Л. Чебишева:

W = 3n - 2PV - PIV, (1.2.)

де: n = 5 - число рухливих ланок, PV = 7 - кількість кінематичних пар V класу, PIV = 0 - кількість кінематичних пар IV класу.

Таким чином, ступінь рухливості розглянутого механізму:

W = 3 · 5 - 2 · 7 - 0 = 1.

Механізму необхідно одна початкова ланка для повної визначеності його руху. У якості початкового прийнята ланка 1, закон його руху - обертання із частотою n1 = const.

Структурно до складу механізму входять:

Мал..3. Структурні елементи механізму

а) група Ассура 2 - го класи, 2 - го види (мал.3,а);

б) група Ассура 2 - го класи, 1 - го виду (мал.3,б);

в) механізм 1 - го класу (мал.3,в).

Таким чином, формула будови механізму має вигляд:

I(1)>II1(2,3)>II2(4,5).

Оскільки найвищий клас груп Ассура, що входять до складу механізму - другий, те й механізм у цілому ставиться до другого класу.

1.4 Розрахунок механізму на ЕОМ

Для розрахунку механізму на ЕОМ підготовлена таблиця вихідних даних (табл.1.3.).

За результатами розрахунків на ЕОМ отримана роздруківка (див. наступну

сторінку), розшифровка позначень якої й порівняння з результатами «ручного рахунку» наведено нижче (п.1.8.). Рядок «Положення центрів мас» таблиці «Параметри ланок» роздруківки необхідні для подальших розрахунків і побудов: - розшифровується в такий спосіб (крапки Si - центри мас ланок):

LS1 = LO1S1 = 0; LS2 = LAS2 = 0,243 м; LS3 = LO3S3 = 0 м; LS4 = LCS4 = 0,083 м.

Креслярські розміри, що визначають положення ценры мас:

AS2 = 48,6 мм; CS4 = 16,6 мм.

Таблиця 1.3

Вихідні дані для розрахунку механізму на ЕОМ

Позначення в програмі	Позначення в механізмі	Чисельні значення (уведення)
NG1	II1(2,3)	1
NG2	II2(4,5)	2
PS1	Параметр складання II1(2,3)	1
PS2	Параметр складання II2(4,5)	- 1
L1	LO1A	0,10
L2	LAB	0,73
L3	LO3B	0,40
L4	LCD	0,25
L03	LO3C	0,50
X03	X	0,63
Y03	- Y1	0
X05	0	0
Y05	- Y2	- 0,50
D1N		217
D03	BO3C	180
D5	0	0
N1	- n1	- 380
G5		60
Q1…Q12	1,1Qmax	2640

1.5 Кінематичний аналіз методом планів

Оскільки одним із властивостей груп Ассура є їхня кінематична визначність, те кінематичний аналіз проводиться послідовно по групах Ассура, причому порядок їхнього розгляду збігається з напрямком стрілок у формулі будови (1.3.).

1.5.1 Побудова плану швидкостей

Механізм I класу (ланка 1): - Кутова швидкість кривошипа:

.

Вектор швидкості крапки А перпендикулярний ланці 1 і спрямований відповідно до напрямку щ1. Модуль швидкості

VA = щ1· LO1A = 39,8 • 0,1 = 3,98 м/c.

На плані швидкостей цей вектор зображується відрізком ра = 99,5 мм.

Тоді масштаб плану швидкостей

Група АссураII1(2,3).

Зовнішніми крапками групи є крапки А и О3, внутрішньої - крапка В. Складається система векторних рівнянь, що зв'язують швидкість внутрішньої крапки зі швидкостями зовнішніх крапок:

По цій системі будується план швидкостей і визначаються модулі швидкостей:

VB = (pb) · kV = 45 · 0,04 = 1,80 м/c;

VBA = (ab) • kV = 102 • 0,04 = 4,08 м/c.

Швидкості крапок S2 і З перебувають за допомогою теореми подоби. Складається пропорція, що зв'язує креслярські розміри ланки 2 (АВ, АS2) з відрізками плану швидкостей:

звідки визначається довжина невідомого відрізка.

Цей відрізок відкладається на відрізку ab плану швидкостей. Крапка S2 є кінцем вектора , початок всіх векторів у полюсі р. Тому відрізок ps2 = 70,5 мм (визначено виміром) зображує вектор .

Модуль вектора

VS2 = (ps2) • kV = 70,5 • 0,04 = 2,82 м/c.

Швидкість крапки З визначається аналогічно по приналежності ланці 3.

Визначаються величини кутових швидкостей ланок 2 і 3:

Для визначення напрямку щ2 відрізок ab плану швидкостей установлюється в крапку В, а крапка А закріплюється нерухомо; тоді стає очевидним, що щ2 спрямована за годинниковою стрілкою. Для визначення напрямку щ3 відрізок pb плану швидкостей установлюється в крапку В, а крапка О3 закріплюється нерухомо; тоді стає очевидним, що щ3 також спрямована за годинниковою стрілкою.

Група Ассура II2(4,5).

Зовнішніми крапками групи є крапки С и D0 (крапка D0 належить стійці), внутрішньої - крапка D, що належить ланкам 4 і 5 (надалі позначається без індексів).

Мал..4. Визначення напрямків кутових швидкостей

По приналежності крапки D ланці 5 вектор її швидкості відомий по напрямку: Тому для побудови плану швидкостей для даної групи Ассура досить одного векторного рівняння:



У результаті побудови плану швидкостей визначаються:

VD = (pd) • kV = 55 • 0,04 = 2,20 м/c;

VDC = (cd) kV = 16,5 • 0,04 = 0,66 м/c.

Швидкість крапки S4 визначається по приналежності ланці 4 аналогічно визначенню швидкості крапки S2 по теоремі подоби…

Ланка 5 робить поступальний рух, тому швидкості всіх крапок ланки однакові й рівні швидкості крапки D.

Величина кутової швидкості ланки 4 визначається аналогічно попередньому:

Для визначення напрямку щ4 відрізок cd плану швидкостей установлюється в крапку D, а крапка Із закріплюється нерухомо; тоді стає очевидним, що щ4 спрямована за годинниковою стрілкою.

1.5.2 Побудова плану прискорень

Механізм I класу (ланка 1).

Крапка А кривошипа 1 робить обертовий рух навколо ОБ1, тому її прискорення є сума нормального й тангенціального прискорення:

Оскільки прийнято n1 = const (отже е1 = 0), те

Модуль прискорення

На плані швидкостей цей вектор зображується відрізком ра = 158 мм,

спрямованим від А к О1. Тоді масштаб плану прискорень

Група Ассура II1(2,3).

Зовнішніми крапками групи є крапки А и О3, внутрішньої - крапка В. Складається система векторних рівнянь, що зв'язують прискорення внутрішньої крапки із прискореннями зовнішніх крапок:

У цій системі модулі нормальних прискорень

На плані прискорень вектори й зображуються відрізками

an`=

У результаті побудови плану прискорень визначаються модулі прискорень:

AB = (рb) ? ka = 127 • 1 = 127 м/c ;

•ka = 26 • 1 = 26 м/c ;

= (n``b) • ka = 126,5 • 1 = 126,5 м/c .

Прискорення крапок S2 і З перебувають за допомогою теореми подоби.

Складається пропорція, що зв'язує креслярські розміри ланки 2 (АВ, АС2) з відрізками плану прискорень:

звідки визначається довга невідомого відрізка.

Цей відрізок відкладається на відрізку ab плану прискорень. З'єднанням полюса р с крапкою s2 виходить відрізок рs2 = 147,5 мм (визначено виміром).

Модуль прискорення крапки s2

aS2 = (рs2) • ka = 147,5 • 1 = 147,5 мм/c .

Прискорення крапки З визначаються аналогічно по приналежності ланці 3.

Визначаються величини кутових прискорень ланок 2 і 3:

.

Для визначення напрямку е2 відрізок n`b плану прискорень установлюється в крапку В, а крапка А закріплюється нерухомо; тоді стає очевидним, що е2 спрямована проти годинникової стрілки. Для визначення напрямку е3 відрізок n``b плану прискорень установлюється в крапку В, а крапка О3 закріплюється нерухомо; тоді стає очевидним, що е3 спрямована за годинниковою стрілкою.

Мал.. 5. Визначення напрямків кутових прискорень

Група Ассура II2(4,5).

Зовнішніми крапками групи є крапки С и D0 (крапка D0 належить стійці), внутрішньої - крапка D, що належить ланкам 4 і 5 (надалі позначається без індексів).

По приналежності крапки D ланці 5 вектор її прискорення відомий по напрямку: D // x-x. Тому для побудови плану прискорень для даної групи Ассура досить одного векторного рівняння:

.

У цьому рівнянні модуль нормального прискорення

На плані прискорень вектор зображується відрізком

У результаті побудови плану прискорень визначаються модулі прискорень:

aD = (рd) · ka = 156 · 1 = 156 м/c

= (n```d) · ka = 36 · 1 = 36 м/c.

Прискорення крапки S4 визначається по приналежності ланці 4 аналогічно визначенню прискоренню крапки S2 по теоремі подоби…

Величина кутового прискорення ланки 4 визначається аналогічно попередньому:

.

Для визначення напрямку е4 відрізок n```d плану прискорень установлюється в крапку D, а крапка Із закріплюється нерухомо; тоді стає очевидним, що е4 спрямована за годинниковою стрілкою.

1.6 Силовий розрахунок

1.6.1 Визначення інерційних факторів

Інерційні силові фактори - сили інерції ланок Риi і моменти сил інерції Миi визначаються по вираженнях:

Розрахунок інерційних силових факторів зведений у таблиці 1.4.

Таблиця 1.4

Визначення інерційних силових факторів механізму

Ланка(i)	1	2	3	4	5
Gi, H	100	146	180	50	60
Isi, кгм	0,051	1,388	2,601	0,056	0
asi, м/c	0	147,5	0	157	156
еi, 1/c	0	35,62	316,25	144	0
Pиi, Hм	0	2195,2	0	800,2	954,1
Миi, Нм	0	49,44	822,57	8,06	0

Силовий розрахунок проводиться в послідовності, протилежної напрямку стрілок у формулі будови (1.3).

1.6.2 Силовий розрахунок групи Ассура II2(4,5)

На аркуші 1 проекту побудована схема групи в масштабі

КS = 0,0025 . Силовий розрахунок складається із чотирьох етапів.

1. Складається сума моментів сил, що діють на ланку 4, щодо шарніра D:

,

де hG4 = 66,5 мм, hИ4 = 4,5 мм - креслярські плечі сил G4 і РИ4, обумовлені виміром на схемі групи. З рівняння маємо:

Тому що > 0, те її дійсний напрямок відповідає попередньо обраному.

2. Складається векторна сума сил, що діють на групу:

Для побудови плану сил по цьому рівнянню приймається масштаб

kp = 10 Н/мм. Визначаються довжини відрізків (табл. 1.5.)

кулачковий механізм профіль

Таблиця 1.5

Довжини відрізків, що зображують відомі сили

Сила	Q	G5	PИ5	G4	PИ4
Модуль, Н	2640	60	954,1	50	800,2	35
Відрізок	fg	ef	de	cd	bc	ab
Довга, мм	264	6	95,4	5	5	3,5

У результаті побудови плану сил перебувають довжини відрізків (виміром) gh = 39,5 мм, hb = 440,5 мм і визначаються модулі реакції

RO5 = (gh) · KP = 39,5 · 10 = 395H; R34 = (hb) · KP = 440,5 · 10 = 4405H.

3. Складається векторна сума сил, що діють на ланку5:



По цьому рівнянню добудовується план сил групи й визначається відрізок hd = 361 мм, тоді модуль невідомої реакції

R45 = (hd) · KP = 361 · 10 = 3610H .

4. Для визначення крапки додатка реакції R05 у загальному випадку варто скласти суму моментів сил, що діють на ланку 5, щодо шарніра D. Однак у розглянутому механізмі в цьому немає необхідності: сили, що діють на ланку 5, утворять збіжну систему, тому лінія дії реакції R05 проходить через шарнір D.

1.6.3 Силовий розрахунок групи Ассура II1(2,3)

На аркуші 1 проекту побудована схема групи в масштабі

КS = 0,005 м/мм. Силовий розрахунок складається із чотирьох етапів:

1. Складається сума моментів сил, що діють на ланку 2, щодо шарніра В:

де hG2 = 82мм, hИ2 = 39,5мм - креслярські плечі сил G2 і Р2, обумовлені виміром на схемі групи. З рівняння маємо:

Т.к. > 0, те її дійсний напрямок відповідає попередньо обраному.

2. Состовляется сума моментів сил, що діють на ланку 3, щодо шарніра В:



де hG3 = 23мм, h43 = 176,5 мм - креслярські плечі сил G3 і R43, обумовлені виміром на схемі групи. З рівняння маємо:

Т.к. > 0, те її дійсний напрямок відповідає попередньо обраному.

3. Векторна сума сил, що діють на групу:

Для побудови плану сил по цьому рівнянню приймається масштаб -

kP = 50 H/мм. Визначаються довжини відрізків (табл. 1.6).

Таблиця 1.6

Довжини відрізків, що зображують відомі сили

Сила		G2	PИ2	R43	G3
Модуль,Н	579,6	146	2195,2	4405	180	11723,2
Відрізок	kl	lm	mn	no	oq	qr
Довжина,мм	11,6	2,9	43,9	88,1	3,6	234,5

У результаті побудови плану сил перебувають довжини відрізків (виміром) sl = 198,5мм, qs = 236мм і визначаються модулі реакцій

4. Складається векторна сума сил, що діють на ланку 3:

По цьому рівнянню добудовується план сил групи й визначається

відрізок sn = 156,5мм, тоді модуль невідомої реакції

R23 =(sn) KP = 156,5 50 = 782H.

1.6.4 Силовий розрахунок механізму I класу

KS = 0,001 . Силовий розрахунок складається із із двох етапів.

1. Складається сума моментів сил, що діють на ланку, щодо шарніра О1:

З рівняння маємо:

1. Складається векторна сума сил, що діють на ланку 1:

По цьому рівнянню на аркуші 1 проекту будується сил у масштабі

kP = 50 H/мм. і визначається відрізок нt = 199,5 мм. тоді модуль невідомої реакції:

R01 = (vt) · KP = 199,5 · 50 = 9975H.

На цьому силовий розрахунок механізму завершений.

1.7 Порівняння результатів графоаналітичного і «машинного» розрахунків

У роздруківці результатів розрахунку на ЕОМ (надалі називаного «машинний») прийняті позначення, яким відповідають параметри механізму, наведені таблиці 1.7.

Таблиця 1.7.

Відповідність позначень роздруківки й позначень механізму

V1	V2	V3	V5	VS2	VS3	VS4	BI	O2	O3	O4
VA, м/c	VB, м/c	VC, м/c	VD, м/c	VC2, м/c	VC3, м/c	VC4, м/c	Вi, °	щ2, 1/c	щ3, 1/c	щ4, 1/c
A1	A2	A3	A5	AS2	AS3	AS4	G1	E2	E3	E4
aA, м/c?	aB, м/c?	aC, м/c?	aD, м/c?	aS2, м/c?	aS3, м/c?	aS4, м/c?	гi, °	е2, 1/cІ	е3, 1/cІ	е4, 1/cІ
R01	R12	R23	R03	R34	R45	R05	FIJ	MУР
R01, H	R12, H	R23, H	R03,	R34, H	R45, H	R05, H	Цij, °	МУР,НМ

У таблиці 1.7:

вi - кут між вектором швидкості й віссю х;

гi - кут між вектором прискорення й віссю х;

цij - кут між вектором реакції й віссю х.

Порівняння результатів графоаналітичного й «машинного» розрахунків

наведено в таблиці 1.8, де прийняті наступні позначення:

П - позначення параметра;

Пга - величина параметра за результатами графоаналітичного розрахунку;

Пм - величина параметра за результатами «машинного» розрахунку;

Д - відносні розбіжності результатів, обумовлена по вираженню

Таблиця 1.8.

Порівняння результатів графоаналітичного й «машинного» розрахунків

ЗАВДАННЯ ШВИДКОСТЕЙ
П, м/с	VA	VB	VC	VD	VS2	VS3	VS4
Пга	3,98	1,80	2,25	2,20	2,82	0	2,22
Пм	3,98	1,80	2,25	2,21	2,82	0	2,22
Д, %	0,00	0,00	0,00	0,45	0,00	0,00	0,00
П, °	вA	вB	вC	вD	вS2	вS3	вS4
Пга	97	17	- 163	180	85	0	- 165,5
Пм	97	17	- 163	180	85	0	- 165,5
Д, %	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00
П, 1/з	щ2	щ3	щ4
Пга	- 5,59	- 4,50	- 2,64
Пм	- 5,59	- 4,51	- 2,61
Д, %	0,00	0,22	1,15
ЗАВДАННЯ ПРИСКОРЕНЬ
П, м/сІ	aA	aB	aC	aD	aS2	aS3	aS4
Пга	158	127	158,75	156	147,5	0	157
Пм	158,35	127,16	158,95	156,18	147,78	0	157,12
Д, %	0,22	0,13	0,13	0,12	0,19	0,00	0,08
П, °	гA	гB	гC	гD	гS2	гS3	гS4
Пга	7	13	- 167	180	9	0	- 171
Пм	7	13	- 167	180	9	0	- 171
Д, %	0	0	0	0	3,21	0	0
П, 1/зІ	е2	е3	е4
Пга	35,62	- 316,25	- 144
Пм	35,88	- 317,26	- 143,92
Д, %	0,72	0,32	0,06
СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК
П, Н	R01	R12	R23	R03	R34	R45	R05	MУР, Нм
Пга	9975	9925	7825	11800	4405	3610	395	-377,15
Пм	9961,1	9911,6	7809,3	11789	4405,7	3611	396,62	-378,44
Д, %	0,14	0,14	0,20	0,09	0,02	0,03	0,41	0,34
П, °	ц01	ц12	ц23	ц03	ц34	ц45	ц05
Пга	30	29,5	34	- 157	- 174,5	- 174,5	90
Пм	30	29,5	34	- 157	- 174,5	- 174,5	90
Д, %	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00
НАВЕДЕНІ ФАКТОРИ
Положення 2	Розрахунок	ЕОМ	Погрішність Д, %
	- 156,6	- 156,6	0,00
IПР	0,22	0,22	0,00

2. Синтез і аналіз кулачкового механізму

2.1 Побудова діаграм руху штовхача

1. Будується задана діаграма прискорень штовхача. Максимальна ордината прискорень на ділянці видалення Ya.y.max = 50 мм, вибирається довільно, максимальна ордината прискорень на ділянці повернення Ya.в.max визначається по формулі:

2. Графічним інтегруванням діаграми прискорень будується діаграма швидкостей штовхача. Кут цР розбивається на ділянки по 10°.

3. Графічним інтегруванням діаграми швидкостей будується діаграма переміщень штовхача.

4. Масштаб кутів повороту кулачка:

Де ?Р = 190, В = 190 мм.

5. Визначаються масштаби:

Масштаб часу:

Масштаб кутів повороту штовхача в градусах:

.

Масштаб кутів повороту штовхача в радіанах:

? 0.6 3.14159 радий

Кг радий = Кг град ------ = ---------- = 0.0105 -і

180 180 мм

Масштаб кутових швидкостей штовхача:

Кг радий 0.0105 радий

Кщ = -і- = -і-і- = 2.5 -і

ДОф · HV 0.00014·30 мм

Масштаб кутових прискорень штовхача:

Кщ 2.5 радий/з2

К е = -і- = -і-і- = 892.86 -і

Кф · Ha 0.00014·20 мм

Визначимо масштаби переміщень швидкостей і тангенціальних прискорень центра ролика:

KS = Кг радий·LBC = 0.0105·0.13 = 0.001 рад.

KS = Кщ·LBC = 2.5·0.13 = 0.325 рад/с

KS = Ке·LBC = 892.86·0.13 =1160718 рад/с2

2.2 Визначення основних розмірів механізму

1. Визначимо величину кутової швидкості кулачка щk:

 р nk 3.14 · 1200

щk= ------ = -------- =125,7 радий/з

30 30

2. У масштабі Ks' будуємо штовхач у положенні ближнього стояння.

LBC 0.13

CBo= ---- = ---- = 130 мм

Ks' 0.001

3. Будуємо дугу Від з радіусом BC і центром у крапці З

4. На дузі Від відкладаємо хорди:

КS

BoBi = ysi ------ . мм

КS'

де КS'=0.001, КS=0.001

Використовуючи цю формулу одержимо:

BoB1=4мм BoB2=13 мм BoB3=24 мм BoB4=36 мм BoB5=46 мм

BoB6 = BoB7 = BoB8 = BoB 9= 50 мм BoB10 =48 мм BoB11=45 мм

BoB12=39 мм BoB13=33 мм BoB14=26 мм BoB15=19 мм

BoB16=13 мм BoB17=8 мм BoB18=3 мм BoB19=0мм

5. Визначимо довжини відрізків BiDi для кожного положення механізму по формулі:

1 Yvi ·Kv

BoDi= -- · ------ (мм)

Ks щk

Використовуючи цю формулу одержимо наступні результати:

B1D1=54мм B2D2=86мм B3D3=98мм B4D4=86мм B5D5=54мм

B6D6= B7D7= B8D8= B9D9= 0мм B10D10=18мм B11D11=32мм

B12D12=46мм B13D13=50мм B14D14=53мм B15D15=50мм

B16D16=46мм B17D17=32мм B18D18=18мм B19D19=0мм

5. Виміром одержимо довжини відрізків OrBo і OrC:

OrBo =108мм OrC=201мм

Звідси:

r0= (OrBo) · Ks'=108мм ·0.001м/мм = 108мм - радіус кулачка.

Lос= (OrC) · Ks'=201мм ·0.001м/мм = 201мм

2.3 Побудова профілю кулачка

1. Із центра в крапці Про проводяться дві окружності радіусами r0=108мм, і ОС=201мм. На окружності ОС вибирається крапка З0 , що відповідає положенню 0 на діаграмі переміщень.

2. Убік “-щ” відкладається кут З0ОС19 який ділиться на 19 рівних частин. Одержуємо крапки З1,З2…З19 - миттєві положення центра кочення штовхача у зверненому русі.

3. Із центрів у крапках З0…З19 проводяться дуги 0...19…19 радіусом BC і відзначаються крапки їхнього перетинання з окружністю радіусом r0 - крапки B0…B19.... Крапки Bi і Ci з'єднуються прямими, що є вихідними положеннями штовхача у зверненому русі.

4. Будуються дійсні положення штовхача у зверненому русі. Для цього в кожному положенні відкладаються кути BiCiBi'= гi , де гi= гSi·ki

5. Крапки B0'…B19' з'єднуються кривою яка є теоретичним профілем кулачка на робочій ділянці. На ділянці ближнього стояння теоретичний профіль окреслюється по дузі окружності радіусом ri.

6. Відзначаються профільні кути:

Шy= B00B6 Шдс= B60B9 Шy= B90B19

7. Визначається радіус ролика й будується дійсний профіль кулачка.

rр=0.2r0=0.2·108 мм =21.6мм

3. СИНТЕЗ І АНАЛІЗ ЗУБЧАСТИХ МЕХАНІЗМІВ

3.1 Розрахунок геометричних параметрів механізму

Зубчастий механізм, що зв'язує двигун з кулачковим механізмом, складається з нульових коліс.

При їхньому розрахунку приймаються m = 20 мм; ha* = 1, c* = 0,25 і коефіцієнти зсуву інструмента х1 = х2 = 0.

1. Визначимо передатне відношення й число зубів коліс.

nK= 1200-частота обертання кулачка.

ng вибираємо з ряду: 720,920,1420,1880.

ng=1420 Про/хв

Визначимо передатне відношення

nG 1420 71

I12= ---- = ---- = -- I12>1

nK 1200 60

Визначимо число зубів коліс. Z1 виберемо з ряду: 17, 18, 19, 20

Для Z1=17 Z2=Z1·I12=17 · (71/60)=20,117

Для Z1=18 Z2=Z1·I12=18 · (71/60)=21,3

Для Z1=19 Z2=Z1·I12=19 · (71/60)=22,483

Для Z1=20 Z2=Z1·I12=20 · (71/60)=23,667

Вибираємо Z2 найближче до цілого числа. При цьому маємо:

Z1 =17 Z2=20

Визначення діаметрів ділильних окружностей

d1 = m · z1 = 20 · 17 = 340 мм ; d2 = m · z2 = 20 · 20 = 400 мм,

Основних окружностей

db1 = d1 · cosб= 340 · 0,94 = 319,49 мм; db2 = d2 · cosб= 400 · 0,94 = 357,877 мм;

окружностей вершин зубів

dа1 = d1 + 2 ha*· m = 340+2·1·20 = 380 мм; dа2 = d2 + 2 ha*· m = 400+2·1·20 = 440 мм,

і окружностей западин зубів

df1 = d1 - 2 ( ha* + c* ) ·m = 340-2· (1+0,25) ·20= 290 мм;

df2 = d2 - 2 ( ha* + c* ) · m = 400-2· (1+0,25) ·20= 350 мм.

Ділильна міжосьова відстань

( z1 + z2 ) 20· (17 +20)

а = m· ---------- = ---------- = 370 , мм.

2 2

Ділильний окружний крок і основний окружний крок

р = р · m = 3,14 · 20 = 62,8 мм; рв = р · cosб = 62,8 · 0,94 = 59,04 мм.

Ділильна окружна товщина зуба й ширина западини

? · m

S = e = -і- = 31,42 мм.

2

3.2 Побудова окружностей і ліній зачеплення

1. Відкладається міжосьова відстань а й відзначаються центри коліс О1 і О2, проводитися міжосьова лінія.

2. Відкладаються відрізки О1А и О2А через крапки А1 і А1 проводяться основні окружності.

db1

О1А = -і- = 159,8 мм;

2

db2

О2А = -і- = 187,9 мм.

2

3. Проводяться лінії зачеплення, як загальна внутрішня дотична до основних окружностей ( N1 і N2 - крапки торкання). Відзначається полюс зачеплення Р, як крапка перетинання лінії зачеплення з міжосьовою лінією О1, О2.

Перевірка :

d1 340

О1Р = -і- = -і- = 170 мм;

2 2

d2 400

О2Р = -і- = -і- = 200 мм;

2 2

? = 20?

При виконанні перевірок через полюс Р проводяться ділильні окружності.

1. Від крапок О1 і О2 відкладаються відрізки О1,В1 і О2,В2 рівні

dа1 380

О1У1 = -і- = -і- = 160 мм;

2 2

dа2 440

О2У2 = -і- = -і- = 220 мм;

2 2

Через крапки В1 і В2 проводяться окружності вершин.

2. Відкладаються відрізки В1,G2 = C1B2 = c, через крапки З1 і З2 проводяться окружності западин.

4.3 Побудова профілів зубів

1. На основній окружності (db) відкладається відрізок 0 - 1 = 1- 2 = 2 - 3 = …...=10 мм, кінці відрізків з'єднуємо із центром колеса ПРО, для посилення радіуса через крапки 1,2,3,..., 10 проводяться дотичні до основної окружності, як перпендикуляри до відповідних радіусів.

2. На цих дотичних відкладаються відрізки 1 - 1м=1-0;2-2м=2(1-0)і т.д. i - i м = i( 1 - 0). Побудови ведуться доти, поки крапка iм не вийде за межі окружності вершин. Крапки 0м,1м,2м,3м,…,10м з'єднуються кривій. Отримана крива є кривої бічної поверхні зуба. Відзначаються крапки перетинання з основною окружністю МВ і з окружністю вершин крапка МА.

3. На ділильній окружності відкладаються відрізок МN

S

МN = -і- = 15,7 мм;

2

де S товщина зуба. Вісь симетрії зуба проходить через крапку N і центр колеса О. Відзначаються крапки перетинання осі симетрії з окружностями вершин NА й з основною окружністю крапка NВ від отриманих крапок на відповідних окружностях по іншу сторону від осі симетрії відкладаються відрізки:

а) окружності вершин МмАNА = МАNА;

б) ділильна окружність М?= МN;

в) основна окружність МмвNВ= МВNВ.

Туги Мм,МмВ, МмА з'єднуються кривій, що є лівою бічною поверхнею зуба.

4.4 Побудова зачеплення

Розглядається випадок зачеплення в полюси Р.

1. На ділильній окружності першого колеса (d1) уліво від полюса Р відкладається відрізок РN11

S

РN11 = ------ = 15,7 мм;

2

проводиться вісь симетрії першого зуба колеса 1. ВикоМал.товуючи побудови пункту 4.4 будується перший зуб колеса 1.

2. На ділильній окружності другого колеса (d2) праворуч від полюса Р відкладається відрізок РN12

S

РN12 = ------ = 15,7 мм;

2

через крапку N12 і центр колеса ПРО2 проводиться вісь симетрії першого зуба, другого колеса.

3. На ділильній окружності d1 від полюса Р відкладається відрізок, рівний 15,7 мм. Кінець отриманого відрізка крапка М21 з'єднується із центром колеса 1 прямої, що є віссю симетрії другого зуба колеса один.

4. На окружності d2 від крапки N12, вправо від її, відкладається чотири рази відрізок рівний 15,7 мм. Кінець останнього відрізка крапка М22 з'єднується із центром колеса прямій, що є віссю симетрії колеса 2. Будується зуб.

5. На окружності d1 відкладається вліво від крапки N11 відрізок N11 N31 = N11 N21 (хорда, що стягає окружний крок Р). Вісь симетрії третього зуба першого колеса проходить через крапки N31 і Щ1. Будується зуб.

6. На ділильній окружності d2 уліво від крапки N12 відкладається відрізок N12 N32 = N12 N23 . Вісь симетрії третього зуба другого колеса проходить через крапку N23 і центр колеса О2. Будується третій зуб.

Зображення трьох зубів повністю розкриває евольвентне зачеплення.

Анотація

У проекті проведений структурний і кінематичний аналіз, а також перевірка працездатності спроектованого важільного механізму, розрахунок маховика по заданому коефіцієнті нерівномірності, визначені основні розміри й побудований профіль кулачка кулачкового механізму, проведений синтез евольвентного зубчастого зачеплення з попереднім визначенням чисел зубів коліс, проведений синтез планетарної зубчастої передачі з попереднім визначенням її передатного відношення, а також кінематичний аналіз зазначеної передачі з метою перевірки правильності синтезу.

Рішення перерахованих завдань дозволило побудувати кінематичну схему машинного агрегату, як підсумок курсового проекту.

Література

1. Артоболевський И.И. Теорія механізмів і машин. - К., 1995

2. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механики машин. - М., 1997

3. Кореняко А.С. Курсове проектування по теорії механізмів і машин. - К., 1970

4. Фролов К.В. Теорія механізмів і машин. - К., 2004

Размещено на Allbest.ru