Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти та науки України

Вінницький державний технічний університет

Кафедра МРВ та ОАВ

Механізм дизель-повітрянодувної установки

Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту

з теорії механізмів і машин

08-27 КП ТММ 12.05.00.ПЗ

Розробив: ст. гр. 2АТ-08 Петрічко Б.В.

Керівник: ст. викл. К.Т.Н. Іванчук Я. В.

Вінниця 2010

Зміст

Вступ

1. Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нерівнозміщеного прямозубого зачеплення

1.1 Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс

1.2 Вибір коефіцієнтів зміщення

1.3 Визначення геометричних параметрів зубчастого зачеплення

1.4 Виконуємо перевірку розрахунків на ЕОМ

1.5 Побудова елементів зубчастого зачеплення

1.6 Визначення якісних показників зачеплення

1.7 Розрахунок приводу механізму хитного конвеєра

2. Кінематичне дослідження шарнірно-важільного механізму

2.1 Структурний аналіз механізму

2.2 Побудова планів механізму

2.3 Побудова планів швидкостей

2.4 Побудова планів прискорень

2.5 Побудова діаграм руху повзуна

2.6 Побудова графіка залежності М_ЗР від кута повороту кривошипа ?

2.7 Визначення моменту інерції маховика

2.8 Побудова графіка зведеного моменту сил опору

2.9 Побудова графіка робіт сил опору

2.10 Побудова графіка надлишкової роботи або приросту кінетичної енергії

2.11 Побудова діаграми зведених моментів інерції

2.12 Побудова діаграми Віттенбауера та визначення моменту інерції маховика

2.13 Визначення геометричних розмірів та маси маховика

3. Силове дослідження шарнірно-важільного механізму

3.1 Кінетостатичне дослідження механізму

3.2 Визначення сил інерції ланок

3.3 Маштабний кофіцієнт

3.4 Силовий розрахунок групи 4-5

3.5 Силовий розрахунок групи 2-3

3.6 Силовий розрахунок вхідного механізму

3.7 Знаходження зрівноважувального моменту методом Жуковського

4. Синтез кулачкового механізму з роликовим коромислом

4.1 Побудова кінематичних діаграм

4.2 Графічне визначення мінімального радіуса кулачка

4.3 Побудова профілю кулачка

Висновок

Список літератур

Додатки

Вступ

Мета курсового проектування являється закріплення і поглиблення знань, що здобуті при вивченні відповідних теоретичних розділів курсу, привити навики застосування цих знань для самостійного вирішення конкретних технічних задач по дослідженню та розрахунку механізмів і машин з введенням елементів науково-дослідної роботи.

При виконанні роботи ми маємо навчитися розуміти загальні принципи перетворення руху за допомогою механізмів, взаємодію механізмів і машин, що обумовлюють кінематичні та динамічні властивості механічної системи, а також системному підходу до проектування машин і механізмів, визначенню оптимальних параметрів механізмів за заданими умовами роботи.

1. Розрахунок геометричних параметрів зубчастого зачеплення

1.1 Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс

Вихідні дані:

m= 5 мм модуль;

Z₄=12 число зубців першого колеса;

Z₅=18 число зубців другого колеса;

=1 коефіцієнт висоти головки зуба;

=1.25 коефіцієнт висоти ніжки зуба;

=0.25 коефіцієнт радіального зазору;

=0.38 коефіцієнт округлення біля ніжки зуба;

=20⁰ кут профілю;

1.2 Вибір коефіцієнтів зміщення

Визначаємо передаточне відношення зубчастої передачі:

.

В залежності від передаточного відношення і числа зубців першого колеса вибираємо коефіцієнт зрівняльного зміщення .[2.ст.78 додаток Б, таб. Б3]

В залежності від передаточного відношення і кількості зубців першого і другого коліс вибираємо коефіцієнти зміщення:[1.стр.81]

х4 = 0,609; х5 = 0,358;

Визначаємо коефіцієнт сприйманого зміщення: [1.стр.80]

де .

1.3 Визначення геометричних параметрів зубчастого зачеплення.

1.3.1 Розраховуємо крок зубчастого зачеплення.

мм.

1.3.2 Розраховуємо діаметри ділильних кіл:

мм;

мм.

1.3.3 Розраховуємо діаметри основних кіл:

мм;

мм.

1.3.4 Розраховуємо діаметри кіл западин:

мм;

мм.

1.3.5 Розраховуємо діаметри початкових кіл.

мм;

мм.

1.3.6 Розраховуємо діаметри кіл виступів:

мм;

мм.

1.3.7 Розраховуємо міжосьову відстань зубчастих коліс:

мм.

1.3.8 Розраховуємо товщину зубців по ділильному колу:

мм.

мм.

1.3.9 Розраховуємо висоту зубців:

мм.

1.3.10 Розраховуємо кут зачеплення :

1.4 Виконуємо перевірку розрахунків на ЕОМ (див. додаток А)

1.5 Побудова елементів зубчастого зачеплення

Елементи зубчастого зачеплення викреслюємо в масштабі 10:1, згідно з методикою. На лінії центрів коліс від точки Р (полюса зачеплення) відкладаємо радіуси r_W1 і r_W2 початкових кіл та будуємо ці кола.

Проводимо пряму під кутом =27⁰ після чого з центрів коліс О1 і О2 відкладаємо перпендикуляри до цієї прямої та . Ці відрізки є радіусами основних кіл і.

1.5.3 Будуємо евольвенти, які описує точка Р прямої при перекочуванні її по основних колах. При побудові евольвенти 1-го колеса ділимо відрізок на чотири рівні частини (3=32=21=P1) і з точки 3 проводимо дугу радіуса 3Р до перетину в точці Р' з основним колом (). Дугу також ділимо на чотири рівні частини (). На прямій за точкою відкладаємо відрізки (45=56=…), рівні Р1, а на основному колі дуги (), рівні дузі . Через точки проводимо перпендикуляри до відповідних радіусів На цих перпендикулярах (вони дотикаються до основного кола) відкладаємо відрізки , відповідно рівні відрізкам З'єднуючи послідовно точки плавною кривою, одержуємо евольвенту для 1-го колеса. Аналогічно будуємо евольвенту для 2-го зубчастого колеса.

Будуємо кола виступів обох коліс і . Знаходимо точки перетину цих кіл з відповідними евольвентами крайніми точками на профілях головок.

Будуємо кола западин обох коліс і . Оскільки , то від основи евольвенти до кола западин проводимо радіальний відрізок, а потім біля основи зуба робимо закруглення радіусом 0,2m .

Оскільки , то одержуємо точку перетину кола западин з евольвентою, а потім біля основи робимо закруглення радіусом 0,2m.

Будуємо ділильні кола, одержуємо точку перетину ділильного кола з евольвентою. Від цієї точки відкладаємо вліво дугу, яка рівна половині товщини зуба і через одержану точка проводимо вісь симетрії зуба. Таким самим способом віддзеркалюємо інші точки евольвенти. В результаті отримуємо зуб колеса, по якому вирізаємо з твердого паперу шаблон, яким користуємося при побудові інших зубців. Аналогічно будуємо зуби 2-го колеса. Обов'язковим є побудова трьох зубців кожного колеса. Активною частиною лінії зачеплення називають відрізок ab теоретичної лінії зачеплення обмеженої перетинами кіл вершин з лінією N₁N₂

Робочі ділянки профілів зубців.

Ті ділянки профілів зубців, які беруть участь в зачеплені, називають робочими. Для того щоб знайти ці ділянки потрібно через точку а із центром О₁ провести дугу радіусом О₁а до перетину в точці А₁ з профілем зуба

першого колеса і через точку b із центра О₂ проводимо дугу радіусом О₂b до перетину з профілем зуба другого колеса. Ділянки А₁В₁ і А₂В₂ профілів зубів є робочими ділянками профілів. Для позначення на креслені цих ділянок, потрібно провести лінії паралельні А₁В₁ і А₂В₂ на відстані 1.5-2 мм і заштрихувати смужки, які отримали. Довжини робочих ділянок не є однакові, оскільки спряжені профілі зубців перекочуються один по одному з проковзуванням.

Дуга зачеплення.

Кожну з дуг початкових кіл, які перекочуються одна по одній під час зачеплення однієї пари спряжених профілів називають дугою зачеплення.Для її побудови через крайні точки А₁ і В₁ робочої ділянки першого колеса проводимо по направленню ввігнутості нормалі А₁а? і В₁b? до цього профілю. Знаходимо точки а₁ і b₁ перетину цих нормалей з початковим колесом першого колеса. Дуга а₁b₁ є дугою зачеплення на початковому колі першого колеса. Аналогічно знаходимо дугу зачеплення а₂b₂ ,на початковому колі другого колеса. Довжину k дуги зачеплення визначають по формулі де L() - довжина активної частини лінії зачеплення. Для визначення дуги зачеплення графічним шляхом потрібно через крайні точки а і b активної лінії зачеплення провести перпендикуляри до неї до перетину в точках а? і b? з загальною дотичною до початкових кіл. Відрізок а?b? рівний довжині к дуги зачеплення.

1.6 Визначення якісних показників зачеплення

1.6.1 Коєфіцієнти перекриття ?.

Коефіцієнтом перекриття називають відношення довжини дуги зачеплення до довжини кроку на основних колах коліс:

Так як , то

де М=10 - масштаб побудови зачеплення.

Коефіцієнт перекриття можна визначити також за формулою

1.6.2 Коефіцієнт відносного ковзання.

де е=N₄N₅ - довжина теоретичної лінії зачеплення,

х - відстань від точки N₄ відраховуємо в напрямну до точки N₅.

Користуючись цими формулами складаємо таблицю значень ?₄ і ?₅.

За допомогою програми складеної для ЕОМ отримуємо ряд значень наведених в роздруківці (див. додаток Б), які можна подати у вигляді таблиці 1.1 для прикладу, якщо х =30 мм, то:

Таблиця 1.1. Значення коефіцієнтів відносного ковзання

Х(мм)	10	30	50	60	68,40	90	120	150
? 4	-10,01	-6,24	-0,631	-0,240	0	0,411	0,737	0,932
? 5	0,909	0,863	0,386	0,193	0	-0,698	-2,803	-13,82

1.6.3 Коефіцієнт питомого тиску. Тоді, при

;

Користуючись цими даними з таблиці 1.2 будуємо діаграму .

Таблиця 1.2. Значення коефіцієнтів питомого тиску

Х(мм)	10	30	50	60	68,40	90	120	150
?	0,851	0,26	0,230	0,210	0,2	0,196	0,247	0,617

1.7 Розрахунок приводу механізму хитного конвеєра

Вихідні дані:

m=3.5 мм - модуль планетарного редуктора (рис. 1.1);

z₄=12 - число зубців четвертого колеса;

z₅=18 - число зубців п'ятого колеса;

- кутова швидкість кривошина;

- передаточне відношення планетарного редуктора.



Рисунок 1.1 Привод коливального конвеєра.

1.7.1 Розрахунок загального передаточного відношення механізму.

об/хв

1.7.2 Запишемо формулу передаточного відношення для редуктора схеми Джеймса.

=7,6



, що задовольняє умову 1.

, що задовольняє умову 2.

1.7.3 За умови співвісності визначаємо кількість зубів 2 колеса.

, що також задовольняє умову 1.

1.7.4 Перевіримо на умову збирання.

, що задовольняє 4 умову.

1.7.5 Перевіримо виконання умови сусідства.

, умова виконується.

1.7.6 Перевіряємо виконання умови співвісності.

мм

мм

1.7.7 Визначаємо діаметри шестерень редуктора.

1.7.8 Кінематичний аналіз механізму.

А. Визначаємо значення абсолютної ?₁ , ?₂ і відносної ?_2н кутових швидкостей ланок аналітичним методом:

Для обчислення ?₂ скористаємось формулою Вілліса:

,

де .

Звідки:

Кутова швидкість блока сателітів відносного водила:

-113,3-25.4=-138.7с^-1.

Б.Графічний метод визначення кутових швидкостей.

Схему механізму викреслюємо з масштабним коефіцієнтом µ_l =0,002 м/мм

Колова швидкість колеса Z₁:

V_А = ?₁r₁ = 67,50,0625=4.21м/с.

Довжина вектора (АA?) колової швидкості V_A прийнята 90 мм.

Тоді масштабний коефіцієнт:

= V_A / (A?₁A₁) =4.21/90=0,05 (м/с)/мм.

На кресленні діаграми кутових швидкостей коліс знаходимо масштабний коефіцієнт , що розраховується за формулою

;

.

З креслення знаходимо довжини відрізків:

cd =- 98.58 мм, aс =86 мм, сb = 30 мм,

Визначємо кутові швидкості всіх ланок графічним методом:

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с.

Обчислюємо похибку при визначенні кутових швидкостей, отриманих графічним і аналітичним методами:

;

;

.

1.7.9 Виконуємо перевірку розрахунків на ЕОМ (див. додаток Б).

1.7.10 Визначаємо коефіцієнт корисної дії (ККД).

де ,

Отже .

2. Кінематичне дослідження шарнірно-важільного механізму

2.1 Структурний аналіз механізму

Приймемо такі умовні позначення ланок механізму (див. рис.2.1.):

1 - кривошип ОА , 2 - шатун АВ, 3 - коромисло СВ, 4 - шатун ВD,

5 - повзун D.

Рисунок 2.1. - Структурна схема механізму коливального конвеєра

Кількість ланок у механізмі n = 5, кінематичних пар V класу P₅ = 7. Дані про кінематичні пари наведено у табл. 2.1.

Найменування	О	А	B	В	C	D5	D0
Ланки кінематичної Пари	0-1	1-2	2-3	3-4	3-0	4-5	5-0
Клас кінематичної Пари	5	5	5	5	5	5	5
Характер руху	Обер-тальний	Обер-тальний	Обер-тальний	Обер-тальний	Обер-тальний	Обер-тальний	.Посту- пальний

Таблиця 2.1. - Характеристика кінематичних пар

За формулою Чебишева визначимо ступінь рухомості механізму:



де n = 5 - кількість рухомих панок; р₅ = 7 - кількість кінематичних пар V класу; р₄ = 0 - кількість кінематичних пар IV класу.

Тоді:W=3•5 - 2•7- 0 = 1.

Це означає, що в даному механізмі має бути одна початкова ланка. За початкову, згідно з умовою завдання, приймаємо кривошип 1. Розкладаємо механізм на структурні групи, розпочинаючи з найбільш віддаленої групи ассура.

Відокремлюємо ланцюг, який складається з ланок (4-5)

1) n = 2; p₅ = 3;

2) W = 3n - 2 p₅ = 3·2-2·3 = 0

Група Ассура 2 класу, 2 порядку, 2 виду. .

Відокремлюємо ланцюг, який складається з ланок (2-3)

1) n = 2; p₅ = 3;

2) W = 3n - 2 p₅ = 3·2-2·3 = 0.

Група Ассура 2 класу, 2 порядку, 1 виду.

Кривошип 1 разом зі стояком О утворюють механізм І класу

В цілому механізм, який розглядаємо, є механізмом II класу. Для такого механізму можна записати формулу будови:

I(0,1)>II (2,3) >II (4,5)

Де цифрою i позначено механізм 1-го класу, цифрою ii - клас групи. Номери ланок, що входять до складу механізму 1-го класу та груп, взято у дужки.

2.2 Побудова планів механізму

Кінематичну схему механізму будуємо в масштабі

,

де - дiйсна відстань між двома шарнірами, м; (ОA) - довжина відрізка, мм, яка зображає відстань між двома шарнірами на плані механізму.

Побудову кінематичної схеми проводимо згідно методики, викладеної у посібнику Вірник М. М. «ТММ. Курсове проектування» (с. 32).

2.3 Побудова планів швидкостей

Побудову планів швидкостей розглянемо на прикладі 11-го положення механізму. З полюса Р_v ( рис. 2.2. ) плану швидкостей за напрямом обертання кривошипа перпендикулярно ОА відкладаємо в масштабі вектор швидкості точки А, величина якого

м/с

де ?₁ - кутова швидкість кривошипа,

.м/с²

Приймаємо довжину відрізка, який зображає вектор швидкості точки А, Р_?а = 100 мм. Тоді масштаб плану швидкостей

.

Швидкість точки В, яка належить ланкам АВ і ВС, визначаємо з системи рівнянь:

Розв'язуємо цю систему векторних рівнянь графічним методом. З точки , кінця вектора , проводимо пряму перпендикулярну ланці АВ, а з точки С, яка збігається з полюсом , проводимо пряму перпендикулярну до ВС. На перетині цих прямих одержуємо точку . Сполучаємо полюс з точкою вектором , який зображає швидкість точки В.



Рисунок 2.2 - План швидкостей для 11-о положення

Швидкість точки D, яка належить відповідно ланці BD і повзуну 5, можна виразити через швидкості точок D і D₀. Вектор швидкості точки B відомий за величиною і за напрямом, швидкість точки D₀ V_D0 = 0, причому відомо, що точка D разом із повзуном 5 рухається вздовж горизонталі y-y. Тоді можна записати векторне рівняння:

На плані швидкостей з точки в проводимо перпендикулярно ланці ВD пряму, яка визначає напрям швидкості V_ВD , а з полюса проводимо лінію паралельно напрямній, що визначає напрям швидкості точки D відносно стояка О. Відрізки bd і Р_?d у масштабі ?_v зображають вектори швидкостей V_BD і V_D.

Положення центрів ваги ланок 1, 2, 3 і 4 знаходимо із пропорцій:

Для визначення дійсних значень величин швидкостей центрів ваги вимірюємо відповідні відрізки в мм на плані швидкостей і множимо їх на масштабний коефіцієнт ?_v.

Абсолютні швидкості:

V_B=(Р_?b)•?_v=39,7•0,01046=0,415 м/с;

V_D=(Р_?d)•?_v=40,6•0,01046=0,425 м/с;

Відносні швидкості:

V_BA=(ab )•?_v=59,4•0,01046=0,621 м/с;

V_DE=(de)•?_v=2•0,01046=0,021 м/с

Для визначення швидкостей центрів мас S₁ ланки ОA, S₂ ланки AВ, S₃ ланки СDВ і S₄ ланки DE з'єднаємо відповідні точки з полюсом Р_?. Отримані відрізки Р_Vs , Р_Vs₂, Р_Vs₃ і Р_Vs₄ зображають швидкості V_S1,V_S2,V_S3 і V_S4:

V_S1=(P_Vs₁)•?_v=30•0,01046=0,314 м/с

V_S2=(P_Vs₂)•?_v=41,3•0,01046=0,432 м/с

V_S3=(P_Vs₃)•?_v=19,3•0,01046=0,202 м/с V_S4=(P_Vs₄)•?_v=40,2•0,01046=0,42 м/с

Визначаємо кутові швидкості ланок 2, 3 і 4. Kутова швидкість ланки 2 дорівнює:

Щоб визначити напрям кутової швидкості ?₂, розглянемо обертання ланки 2 відносно точки A. Напрям руху точки B відносно точки A визначається вектором швидкості V_AB. Подумки переносимо цей вектор у точку B механізму. Отже, ланка АВ відносно точки A обертається проти годинникової стрілки.

Кутову швидкість ланки 3 визначаємо за формулою:

Напрям кутової швидкості ?₃ знаходимо за допомогою умовного переносу вектора швидкості V_CD в точку D. Отже, ланка ВС навколо точки В обертається проти годинникової стрілки.

Кутову швидкість ланки 4 визначаємо за формулою:

Напрям кутової швидкості ?₄ знаходимо за допомогою умовного переносу вектора швидкості V_DE в точку E. Отже, ланка DE навколо точки D обертається за годинниковою стрілкою.

Плани швидкостей для інших положень механізму будуємо аналогічно. Отримані значення відрізків, які зображають вектори швидкостей табл.2.2., і значення швидкостей наведені у табл. 2.3.

Таблиця 2.2 - Довжини відрізків планів швидкостей

	PVa, мм	PVb, мм	PVd, мм	ав, мм	вd, мм	PVs1, мм	PVs2, мм	PVs3, мм	PVs4, мм
0	60	0	0	60	0	30	30	0	0
1	60	36,7	37,6	46	2	30	44,1	18,3	37,1
2	60	58,7	54,7	30	7,5	30	57,5	29,4	56,6
3	60	64,8	50,8	12,9	22,9	30	62,1	32,4	57,1
4	60	53,1	33,7	10,2	29	30	56,4	26,5	42
5	60	24,1	13	41	15,8	30	40,4	12	17,7
6	60	6,7	3,5	63,8	4,5	30	28,4	3,3	4,8
7	60	28,3	16	65,4	17,8	30	33,6	14,2	21,2
8	60	44,6	29,2	47,1	23,4	30	47,3	22,3	35,8
9	60	57,7	45	11,8	20,8	30	58,5	28,8	50,7
10	60	60,3	55,6	31,2	8,7	30	58,1	30,2	57,9
11	60	39,7	40,6	59,4	2	30	41,3	19,3	40,2

Таблиця 2.3 - Дійсні значення швидкостей точок і ланок механізму

	VA, мм	VB, мм	VD, мм	VBA, мм	VDВ, мм	Vs1, мм	Vs2, мм	Vs3, мм	Vs4, мм	?2	?3	?4
0	0,628	0,000	0,000	0,628	0,000	0,314	0,314	0,000	0,000	1,494	0,00	0,000
1	0,628	0,384	0,393	0,481	0,021	0,314	0,461	0,191	0,388	1,146	1,20	0,032
2	0,628	0,614	0,572	0,314	0,078	0,314	0,601	0,308	0,592	0,747	1,92	0,121
3	0,628	0,678	0,531	0,135	0,240	0,314	0,650	0,339	0,597	0,321	2,12	0,369
4	0,628	0,555	0,353	0,107	0,303	0,314	0,590	0,277	0,439	0,254	1,74	0,467
5	0,628	0,252	0,136	0,429	0,165	0,314	0,423	0,126	0,185	1,021	0,79	0,254
6	0,628	0,070	0,037	0,667	0,047	0,314	0,297	0,035	0,050	1,589	0,22	0,072
7	0,628	0,296	0,167	0,684	0,186	0,314	0,351	0,149	0,222	1,629	0,93	0,286
8	0,628	0,467	0,305	0,493	0,245	0,314	0,495	0,233	0,374	1,173	1,46	0,377
9	0,628	0,604	0,471	0,123	0,218	0,314	0,612	0,301	0,530	0,294	1,89	0,335
10	0,628	0,631	0,582	0,326	0,091	0,314	0,608	0,316	0,606	0,777	1,97	0,140
11	0,628	0,415	0,425	0,621	0,021	0,314	0,432	0,202	0,420	1,479	1,30	0,032

2.4 Побудова планів прискорень

Побудову планів прискорення розглянемо на прикладі 11-го положення механізму. Визначимо прискорення точки a. Через те, що кривошип обертається рівномірно, точка а має тільки нормальне прискорення, яке напрямлене вздовж ланки оа до центра обертання.

Приймемо довжину відрізка (), який зображає вектор прискорення точки а таким, що дорівнює 80 мм. Тоді масштаб плану прискорень:

.

З довільної точки , яка прийнята за полюс плану прискорень, відкладаємо паралельно планці ОА вектор P_aa (див. рис. 2.3.).

Рисунок 2.3. - План прискорень для 11-го положення

Розглянемо рух точки B з шатуном АВ і ланкою 3 та складемо векторні рівняння:

де - вектор нормального прискорення точки В при обертанні ланки АВ відносно точки А - має напрям уздовж ланки до умовного центра обертання А; - вектор дотичного прискорення точки В при обертанні ланки АВ відносно точки А; - вектор нормального прискорення точки В відносно точки С. Вектор напрямляємо уздовж ланки 3 до центра умовного обертання С, - вектор дотичного прискорення точки В при обертанні її навколо центра С.

Визначаємо значення нормальних прискорень:

Тоді відрізки, що зображають їх на плані прискорень:

За отриманими значеннями будуємо план прискорень для знаходження прискорення точки В. Для цього з точки а відкладаємо відрізок an₂ паралельно до АВ. З полюса Р_а відкладаємо відрізок P_an₃ паралельно до BC. З отриманих точок проводимо промені: перпендикулярно до AB, через точку n₂ та перпендикулярно ланці ВС через точку n₃. Точка перетину цих променів і є шукана точка b. З'єднуємо прямою полюс Р_а і отриману точку - отримуємо выдрызок, що визначає прискорення точки B. А відрізки n₂b та n₃b визначають тангенційні прискорення точки В відносно відповідно точок А та С. Виміряємо на кресленні відстані (P_ab), (n₂b) і (n₃b), та за допомогою масштабного коефіцієнта знайдемо значення прискорень точки B:

Для визначення прискорення точки D складемо векторне рівняння:

Тут - вектор нормального прискорення точки D;

- вектор тангенціального прискорення точки D.

Обчислимо значення вектора нормального прискорення:

Від точки d на плані прискорень відкладаємо паралельно до DB відрізок і отримаємо точку n₄. Через полюс P_a проводимо промінь паралельний до лінії y-y, по якій рухається повзун 5, а через точку n₄ проведем промінь, перпендикулярний до прямої dn₄. Точку перетину цих променів позначимо d. Сполучимо точки b і d та точки P_a і d.

Виміряємо відрізки: P_ad і dn₄ . Тоді:

Знаючи положення центрів мас S₁, S₂, S₃, і S₄ за аналогією з планом швидкостей, знаходимо за правилом подібності точки S₁, S₂, S₃ і S₄ на плані прискорень. З'єднавши отриману точки з полюсом плану прискорень, обчислюємо прискорення центра мас ланок:

Кутове прискорення кривошипа ?₁ = 0, тому що ланка обертається рівномірно. Значення кутових прискорень відповідно ланок АВ, BC та DE:

Для визначення напряму вектора ?₂ переносимо умовно вектор у точку B. Розглядаємо рух ланки 2 відносно точки A. Отже, ?₂ напрямлене проти годинникової стрілки. Аналогічно визначаємо напрям ?₃ та ?₄.

Аналогічно будуємо плани прискорення для 4 положення механізму.

Отримані значення відрізків, які зображають вектори прискорень і значення прискорень наведені у табл. 2.4 та 2.5.

Таблиця 2.4 - Довжини відрізків планів прискорень

	aA, мм	мм	мм	мм	мм	aВ мм	aD мм	мм	мм	aS1 мм	aS2 мм	aS3 мм	aS4 мм
4	80	0,7	71,1	23,5	54,6	59,5	59,8	3,4	5,6	24	60,9	58,7	29,8
11	80	22,4	36,8	13,1	100,9	101,8	100,9	0,4	1,9	24	89	50,9	101,4

Таблиця 2.5 - Дійсні значення прискорень

	aA, м/c2	м/c2	м/c2	м/c2	м/c2	aВ м/c2	aD м/c2	м/c2	м/c2	aS1 м/c2	aS2 м/c2	aS3 м/c2	aS4 м/c2	?2	?3	?4
4	3,282	0,0273	2,917	0,963	2,24	2,44	2,454	0,141	0,229	0,985	2,498	2,408	1,223	6,945	7	0,352
11	3,282	0,918	1,51	0,538	4,14	4,177	4,14	0,016	0,08	0,985	3,65	2,088	4,16	3,6	12,9	0,12

2.5 Побудова діаграм руху повзуна

У прямокутній системі координат s - t будуємо діаграму лінійних переміщень s=s(t) для одного оберту кривошипа. По осі ординат відкладаємо лінійні переміщення точки E повзуна 5, на осі абсцис - час. Довжина відрізка, який зображає час одного циклу руху механізму, приймаємо такими, що дорівнює 120 мм

Лінійні переміщення точки D відносно початкового положення D₀ визначаться за формулою:

де - відрізки виміряємо на плані механізму.

Тоді максимальне переміщення D₀D₆

Приймаємо довжину максимальної ординати діаграми переміщень і знаходимо масштаб лінійного переміщення повзуна 5

Так як, ?_l=?_s то заміряємо довжину переміщення повзуна 5 на плані механізму і відкладаємо на діаграмі переміщень у відповідних положеннях.

З'єднавши плавною кривою точки D₁, D₂, D₃, D₄ і т.д. одержимо діаграму лінійних переміщень повзуна 5 s=s(t).

Для отримання діаграми швидкості повзуна 5 будуємо нову систему координат v - t, на осі абсцис якої позначаємо точки 1,2,3…., які визначають відповідні положення механізму.

Продиференціюємо методом хорд діаграму переміщення і одержимо діаграму швидкості повзуна 5 в функції часу.

2.6 Побудова графіка залежності М_ЗР від кута повороту кривошипа ?

Для побудови цього графіка (див. Рис. 2.4.) Необхідно знати значення зрівноважувального моменту для всіх 12-ти положень механізму. Для цього на плани швидкостей перенесемо у відповідні точки повернуті на 90? сили корисного опору та ваги.

Для прикладу розраховуємо зрівноважувальну силу та момент для 11-го положення.

.

Аналогічні розрахунки проводимо для інших положень механізму.

Результати розрахунків приведено у таблиці 2.6.

Таблиця 2.6 - Значення зрівноважувальних сил та моментів

Положення	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
FЗР,Н	198,12	1706,8	2710,1	2725,2	2013,4	948,67	689,86	2429,5	4304,6	6579,4	8159,4	5920,5
МЗР,Н•м	23,774	204,82	325,21	327,02	241,61	113,84	82,78	291,54	516,55	789,52	979,13	710,4

За даними таблиці будуємо графік залежності М_ЗР від ? (див. рис. 2.4), попередньо визначивши масштаби.

;

Размещено на http://www.allbest.ru/

2.7 Визначення моменту інерції маховика

Мета розрахунку:

визначення моменту інерції маховика і його геометричних розмірів, які забезпечують роботу машини з допустимою нерівномірністю руху.

Вихідні дані:

Конструкція машини без маховика.

Сили, які діють на механізм (вага ланок, сила корисного опору та рушійна сила). Середня кутова швидкість ведучої ланки ; коефіцієнт нерівномірності руху машини .

2.8 Побудова графіка зведеного моменту сил опору

Користуючись даними, отриманими у другому розділі проекту, і враховуючи що , складемо таблицю зведених моментів сил для 12 положень механізму (таблиця 2.7).

Таблиця 2.7 - Значення зведеного моменту сил опору

Положення	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
FЗР,Н	198,12	1706,8	2710,1	2725,2	2013,4	948,67	689,86	2429,5	4304,6	6579,4	8159,4	5920,5
МЗР,Н•м	23,774	204,82	325,21	327,02	241,61	113,84	82,78	291,54	516,55	789,52	979,13	710,4

За отриманими значеннями будуємо графік зведеного моменту сил в залежності від кута ?. Визначаємо масштабні коефіцієнти:

.

2.9 Побудова графіка робіт сил опору

Інтегруючи графічно діаграму , одержимо діаграму

робіт сил корисного опору. Побудову діаграми виконуємо в масштабі:

де - полюсна відстань.

Згідно із завданням на курсовий проект приймаємо, що зведений момент рушійних сил має стале значення у всіх положеннях механізму. Величину за один цикл роботи визначаємо з рівності робіт , прийнявши роботу сил опору . За цієї умови діаграма буде похилою прямою, яка з'єднує початок координат з кінцевою точкою ординати , отримаємо графік роботи рушійних сил.

2.10 Побудова графіка надлишкової роботи або приросту кінетичної енергії

Для побудови графіка складаємо алгебраїчно додатні ординати діаграми і від'ємні діаграми , отримані відрізки відкладаємо вгору і вниз від осі, суворо дотримуючись їх знаків. З'єднавши кінцеві точки ординат, одержимо графік зміни кінетичної енергії без машини: Масштаб діаграми:

.

2.11 Побудова діаграми зведених моментів інерції

Зведеним моментом інерції називається такий умовний момент ланки зведення, кінетична енергія якої дорівнює кінетичній енергії всіх ланок механізму. У загальному вигляді для даного механізму можна записати:

Врахувавши, що отримаємо:

Для прикладу зробимо розрахунок для 11-го положення. Враховуючи, що:

Маса шатуна: ;

маса коромисла: ;

маса повзуна: ;

Момент інерції кривошипа: ;

Момент інерції шатуна: ;

Момент інерції коромисла: ;

Момент інерції коромисла: ;

Швидкість центра мас : ;

Кутова швидкість: ;

Швидкість повзуна: .

Отже:

Результати обчислень зведеного моменту інерції механізму за допомогою ЕОМ наведені у таблиці 2.8, виходячи з цих результатів будуємо графік залежності зведених моментів інерції від кута ?, причому повертаємо цей графік на дев'яносто градусів відносно уже побудованих.

Перед побудовою задаємося масштабними коефіцієнтами:

Таблиця 2.8 - Значення зведеного моменту інерції

N	Vs2 м/с	Vs3, м/с	Vs4, м/с	VD, м/с	?2, рад/с	?3, рад/с	?4, рад/с	Iзв,
0	0,314	0,000	0,000	0,000	1,494	0,00	0,000	0,144
1	0,461	0,191	0,388	0,393	1,146	1,20	0,032	1,173
2	0,601	0,308	0,592	0,572	0,747	1,92	0,121	2,413
3	0,650	0,339	0,597	0,531	0,321	2,12	0,369	2,336
4	0,590	0,277	0,439	0,353	0,254	1,74	0,467	1,329
5	0,423	0,126	0,185	0,136	1,021	0,79	0,254	0,390
6	0,297	0,035	0,050	0,037	1,589	0,22	0,072	0,141
7	0,351	0,149	0,222	0,167	1,629	0,93	0,286	0,381
8	0,495	0,233	0,374	0,305	1,173	1,46	0,377	0,967
9	0,612	0,301	0,530	0,471	0,294	1,89	0,335	1,898
10	0,608	0,316	0,606	0,582	0,777	1,97	0,140	2,499
11	0,432	0,202	0,420	0,425	1,479	1,30	0,032	1,286
12	0,314	0,000	0,000	0,000	1,494	0,00	0,000	0,144

2.12 Побудова діаграми Віттенбауера та визначення моменту інерції маховика

2.12.1 Методом графічного виключення з діаграм і параметра , будуємо криву Віттенбауера - діаграму з масштабним коефіцієнтом:

.

2.12.2 Величина моменту інерції маховика при заданому значенні коефіцієнта знаходиться за допомогою діаграми Віттенбауера. До одержаної кривої проводимо дотичні під кутами і до осі , які відсікають на осі ординат відрізок . Кути нахилу дотичних і знаходимо за формулами:

Звідки маємо:

2.12.3 Відрізок одержуємо на перетині з віссю ординат даних дотичних під кутом і до горизонталі так, що вони дотикаються до діаграми відповідно зверху і знизу. Отримаємо .

Тоді момент інерції маховика:

2.13 Визначення геометричних розмірів та маси маховика

Конструктивно приймаємо, що маховик виготовлений в вигляді диска з масою, зосередженою на ободі, момент інерції якого:

.

Тоді маємо:

де - відносна ширина маховика, яку рекомендується приймати в межах (в даному випадку приймаємо ); - густина матеріалу (для чавуна ).

Знаходимо масу маховика:

.

Так як маса маховика дуже велика, то доцільно буде перемістити його на вал двигуна, тим самим, зменшивши його розміри :

Тоді маємо:

де ?_В = b/D - відносна ширина маховика, яку рекомендується приймати в межах ?_В = 0,2 ... 0,4 (в даному випадку приймаємо ?_В = 0,2);

? ?? густина матеріалу (для сталі ??= 7100 кг/м³).

Знаходимо внутрішній діаметр кільця :

D₁ = D ·?_Н = 0,448·0,6 = 0,268 м,

де ?_Н = D₁/D - відношення внутрішнього діаметра кільця до зовнішнього, яке рекомендується приймати в межах ?_Н = 0,6 ... 0,8 (в даному випадку приймаємо ?_Н = 0,6).

Ширина обода маховика:

b = D ·?_В = 0,448·0,2 = 0,09 м.

Знаходимо масу маховика:

Діаметр ступиці маховика:

.

Знаходимо колову швидкість обода маховика:

Така швидкість допустима для чавунних маховиків ( - допустима колова швидкість обода чавунних маховиків).

Остаточно приймаємо розміри маховика:

Викреслюємо ескіз маховика рис 2.5



Рисунок 2.5-Схема маховика

3. Силове дослідження шарнірно-важільного механізму

3.1 Кінетостатичне дослідження механізму

До задач кінетостатичного дослідження відносять:

1) Знаходження зовнішніх сил, що діють на ланки механізму;

2) Визначення реакцій у кінематичних парах;

3) Знаходження зрівноважульної сили або моменту, прикладених до ведучої ланки.

Вихідні дані.

Сила корисного опору при русі повзуна вправо - F_KO1=9 кH,

при русі повзуна вліво - F_KO2=3 кH

Вага ланок:

Моменти інерції ланок : ; ;

Для прикладу розраховуємо зрівноважувальну силу та момент для 11-го положення.

3.2 Визначення сил інерції ланок

Знайдемо величини сил інерції ланок:

m₁=кг m₂=m₄=кг m₃=кг m₅=кг

Знайдемо сили інерції, які замінюють моменти інерції, що діють на ланки :

рух механізм кінематичний динамічний

де

Звідси

де

де

3.3 Маштабний кофіцієнт

3.4 Силовий розрахунок групи 4-5

Визначення реакцій в кінематичних парах починаємо з аналізу групи 4-5. Прикладаємо до ланок 4 і 5 всі зовнішні сили, включаючи сили інерції. Дію ланок 0 і 3, заміняємо реакціями R₅₀ і R₄₃.

Реакцію R₅₀ прикладаємо в центрі повзуна Д. Напрям вибираємо перпендикулярно до стояка.

Оскільки ланка DВ і ланка 3 з'єднані у шарнірі, то реакцію R₄₃ розкладаємо на нормальну Rⁿ₄₃ і дотичну R^? ₄₃ .

Складаючи рівняння рівноваги, визначаємо реакцію :

;

Невідомі сили і знаходимо, побудувавши силовий многокутник, відкладаючи відрізки, що визначають значення відповідних сил у вибраному масштабі:

.

Послідовність побудови силового многокутника для даної групи Ассура буде виглядати таким чином:

Визначимо довжину відрізків на плані сил:

З креслення вимірюємо довжину відрізків і визначаємо сили:

3.5 Силовий розрахунок групи 2-3

Зображуємо групу разом з прикладеними силами.

Складемо для ланки 3 рівняння рівноваги і знайдемо реакцію :

;

Звідки:

Складемо для ланки 2 рівняння рівноваги для знаходження реакції :

;

Звідки:

Визначимо реакції , , побудуючи силовий многокутник. Масштабний коефіцієнт . Сили інерції, які замінюють моменти інерції дуже малі, тому в розрахунку їх не враховуємо.

Визначимо довжини відрізків на плані сил:

З креслення вимірюємо довжину відрізків і визначаємо сили:

3.6 Силовий розрахунок вхідного механізму

На кривошип О₂А діють такі сили: реакції , , і реакції і .

Для рівноваги ланки 1, крім цих сил, необхідно врахувати ще зрівноважувальну силу , яку прикладаємо в точці А перпендикулярно до ланки АО .

Зрівноважувальну силу визначаємо з умови рівноваги кривошипа відносно точки О :

;

Тоді

Для визначення реакції і будуємо план сил у масштабі

.

Визначимо довжини відрізків, що на плані сил відображають сили:

На підставі векторного рівняння:

З креслення вимірюємо довжину відрізка і визначаємо силу:

3.7 Знаходження зрівноважувального моменту методом Жуковського

На повернутий план швидкостей перенесемо сили, що діють на ланки механізму.

Складаємо рівняння рівноваги, розглядаючи план швидкостей, як жорсткий важіль (суму моментів шукаємо відносно полюса P_V ).

Тоді

Рисунок 3.1 - Важіль Жуковського

Визначаємо масштабний коефіцієнт:

Визначимо похибку:

Отже, похибка в межах норми.

4. Синтез кулачкового механізму з роликовим коромислом

Вихідні дані:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 4.1. Схема кулачкового механізму

1. Довжина коромисла l₃=135мм;

2. Кутовий хід коромисла =28;

3. Частота обертання кулачка

4. Фазові кути профілю:

- віддалення _в. = 65;

- дальнього вистою _д.в. = 25;

- наближення _н. = 75;

5. Кут тиску [] = 30;

6. Закон руху № 6. [3.стр.4]

4.1 Побудова кінематичних діаграм

Синтез кулачкового механізму починаємо з побудови діаграм руху ведомої ланки, виходячи із заданої діаграми . Так як функція змінюється по закону руху № 6, то будуємо графік в системі координат на ділянках кутів ?_в і ?_н. Величину амплітуди графіка на ділянці кута ?_в приймаєм відрізок довільної довжини, в даному випадку h'=60 мм. Величину амплітуди h” графіка визначимо із рівняння:

.

Звідки мм

Графічно інтегруємо діаграму =(?). Приймаємо полюсну відстань Н₂=25 мм і одержуємо діаграму .

Інтегруючи графічно діаграму , приймаємо полюсну відстань Н₁=30 мм одержуємо діаграму

Визначаємо масштаб діаграм:

Масштаб кутового переміщення

Масштаб вісі абцис діаграм переміщення штовхача:

Масштаб по вісі ординат діаграми

Масштаб по вісі ординат діаграми

Приймаємо, що ?=const, тоді кут повороту кулачка ?=??t і вісь абсцис є також віссю часу, а графік функції і =(?) - є графіками кутової швидкості ?₂=?₂(t) і кутового прискорення ?₂= ?₂ (t).

Масштаби цих діаграм:

Масштаб часу

Масштаб кутової швидкості

Масштаб кутового прискорення

Ці діаграми є діаграмами переміщення, лінійної швидкості і дотичного прискорення центра ролика в відповідному масштабі:

Масштаб переміщень:

м/мм

Масштаб лінійної швидкості:

Масштаб дотичного прискорення

4.2 Графічне визначення мінімального радіуса кулачка

Необхідні графічні побудови виконуємо у такій послідовності:

Будуємо графік залежності аналога швидкості центра ролика коромисла dS/d від переміщення центра ролика S= L₃ з урахуванням криволінійності його траєкторії.

Залежно від бажаних розмірів побудови вибираємо довжину відрізка ОВ, пропорційну довжині коромисла L₃, і обчислюємо масштабний коефіцієнт довжини:

_l= L₃/(ов)=0,15/150=110^-3 м/мм.

Із довільної точки О проводимо дугу радіусом (ОВ) і відзначаємо на ній початкове положення В₀ центра ролика коромисла. Від початкового положення коромисла відкладаємо кут розмаху _m коромисла, ділимо його згідно з діаграмою переміщень =() і з точки О проводимо промені через точки поділу кута _m. Точки перетину В₁, В₂, ... , В₁₀ променів з дугою В₀, В₁₀ покажуть послідовні положення центра ролика коромисла при повороті кулачка на фазовий кут. На променях ОВ_К (К=0,1,....,10) від точок В_к відкладаємо відрізки (В_кZ_к), які в масштабі _l чисельно дорівнюють аналогам швидкості центра ролика, і сполучимо їх плавною кривою.

Відрізки (В_кZ_к) обчислюють за формулою:

де y_i ордината графіка швидкості центра ролика в положенні К, мм.



Напрям відрізка z визначаємо поворотом вектора аналога швидкості в напрямку обертання кулачка на 90⁰.

Кінці відрізків z з'єднуємо плавною кривою і отримуємо діаграму залежності .

До отриманої діаграми проводимо дотичні під кутом тиску v, а на їх перетині отримаємо точку А₀, яка є центром обертання кулачка з мінімальним радіусом. Центр обертання кулачка можна прийняти в будь-якій точці зони, що утворилась між двома дотичними нижче точки А₀.

Кулачковий механізм матиме мінімальні розміри, якщо центр обертання кулачка збігається з точкою А₀. Якщо розмістити центр обертання кулачка в точці А, то радіус початкової шайби:

R₀ = (А₀B₀) ? _l = 154,6?1?10^-3=0,1546м =154,6 мм,

а відстань між осями обертання кулачка і коромисла:

l₀=(АО)? _l = 227?1?10^-3 = 0,227 м =227 мм.

4.3 Побудова профілю кулачка

З центра 0₁ проводимо коло радіусом l₀ і коло радіусом.

Масштабний коефіцієнт побудови

м/мм.

З точки O відкладаємо довжину коромисла до перетину з колом, радіусом . Потім під кутом від коромисла відкладаємо відрізок, що дорівнює довжині коромисла, з'єднуємо кінці цих відрізків хордою і ділимо хорду пропорційно дузі В₀В₈.

Застосовуючи метод інверсії, у напрямку протилежному напрямку обертання кулачка від лінії ОВ₀ відкладаємо фазові кути .

Фазові кути поділяються на 8 рівних частин.

Із центра 0₁ проводимо послідовно дуги 0₁В_і, а із точки 0_і довжиною коромисла робимо засічки на цих дугах. З'єднуючи точки перетину, отримаємо теоретичний профіль кулачка.

Розраховуємо радіус ролика штовхача:

Приймаємо

Для побудови практичного профіля кулачка проводимо коло радіусом ролика, яке повторюємо багаторазово, прийнявши за центр лінію теоретичного профілю. Будуємо еквівалентний профіль, який є практичним профілем.

Висновок

Під час виконання даного курсового проекту, були вивчені основні положення теорії машин, та загальні методи кінематичного і динамічного аналізу і синтезу механізмів, а також були набуті навички в застосування цих методів для дослідження та проектування кінематичних схем механізмів і машин різних типів.

Курсове проектування сприяє закріпленню, поглибленню і узагальненню теоретичних знань, а також вживанню цих знань до комплексного рішення конкретної інженерної задачі по дослідженню і розрахунку механізмів і машин.

Список літератури

1. Вірник М.М. Курсове проектування з теорії механізмів і машин. Навчальний посібник. - Вінниця: ВДТУ,2002. - 230с.

2. 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.

3. Мохнаток А.І. Синтез кулачкових механізмів на ЕОМ: Навч. посібник. - К.: НМК ВО, 1992. - 188с.

Додаток А

Перевірка розрахунків зубчастого зачеплення на ЕОМ

Геометричний синтез зовнiшнього прямозубого евольвентного зубчатого зацеплення

Виконав Петрiчко

Початковi данi:

m=5; z1=12; z2=18; x1=0,609; x2=0,358;

Контур iнстументальної рейки по ГОСТ 13755-81:

Результати синтезу:

1. Розмiри елементiв зачеплення

Мiжосьова вiдстань ...............A =79,112 мм.

Кут зачеплення ...................Aw=27,026 град.

Висота зубцiв ...................H =10,527 мм.

Глибина заходження зубцiв ........H3=9,277 мм.

Крок по дiлильному колу ........P =15,700 мм.

Коефiцiєнт сприймального змiщення Y =0,82241

Радiуси кiл шестернi колеса

-Дiлильних 30 45

-Початкових 31,645 47,467

-Основних 28,193 42,289

-Западин 26,795 40,54

-Виступiв 37,322 51,067

1.1 Товщина зубцiв по дузi (sd) та хордi (sx) на колi rj

Шестерня Z1 ! Колесо Z2

J RJ SDJ SXJ HXJ ! RJ SDJ SXJ HXJ

1 37,322 2,218 2,218 0,016 ! 51,067 3,546 3,545 0,031

2 35,496 5,017 5,013 1,914 ! 49,311 5,627 5,624 1,836

3 33,670 7,282 7,268 3,848 ! 47,556 7,350 7,342 3,653

4 31,844 8,983 8,953 5,794 ! 45,800 8,685 8,672 5,473

5 30,018 10,058 10,011 7,724 ! 44,045 9,579 9,560 7,283

6 28,193 10,298 10,241 9,598 ! 42,289 9,859 9,837 9,065

HXJ - Вiдстань вiд кола виступiв до хорди кола J

SXJ - Довжина по хордi кола J

SDJ - Довжина по дузi кола J

RJ - Радiус кола J

Контрольнi параметри

1) товщина зуба по дузi дiлильного кола, мм:

s1 =10,065 s2 =9,1523

2) товщина зуба по дузi початкового кола

sw1=9,133 sw2=7,4278

3) товщина зуба по сталiй хордi:

-Шестернi S1=9,5663 на вiдстанi H1=5,5821 вiд кола виступiв

-Колеса S2=8,76 на вiдстанi X2=4,4738 вiд кола виступiв

2. Якiснi характеристики зачеплення

2.1 Коефiцiент перекриття

2.2 Коефiцiенти вiдносного ковзання та питомого тиску

Y(N) L1(N) L2(N) G2(N)

4 -5,000 0,833 1,546

8 -1,667 0,625 0,870

11 -0,556 0,357 0,663

15 0,000 0,000 0,580

18 0,333 -0,500 0,557

22 0,556 -1,250 0,580

26 0,714 -2,500 0,663

29 0,833 -5,000 0,870

33 0,926 -12,500 1,546

Y(N) - Поточна координата теоретичної лiнiї зачеплення

L1(N) - Коефiцiєнт вiдносного ковзання шестернi

L2(N) - Коефiцiєнт вiдносного ковзання колеса

G2(N) - Коефiцiєнт вiдносного тиску

2.3 Контрольнi параметри

Величина коефiцiєнта вiдносного ковзання практичної лiнiї зачеплення

Шестернi ! Колеса !

! LA1 ! LB1 ! LA2 ! LB2 !

! на початку ! в кiнцi ! на початку ! в кiнцi !

Додаток Б

Синтез планетарного механiзму

Виконав ст. г 1 Петрiчко

Початковi данi:

U1H=8,6; Схема 1; Z1 MIN =20; Z1 MAX=50; Z2 MIN=66; Z2 MAX=100;

m1=3,5; m2 =3,5; K=2; E=5; N=100;

Результати синтезу:

№ U1H EX Z1 Z2 Z3 Z4 N обертiв

1 8,6 0 20 66 66 152 0,000

Размещено на Allbest.ru