Анализ и синтез механизмов качающегося конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Анализ и синтез механизмов качающегося конвейера

Введение

Качающие конвейеры предназначены для перемещения материалов на расстояние.

Качающий конвейер включает:

1. Рычажный механизм перемещения транспортирующего желоба.

2. Привод рычажного механизма, включающий планетарный редуктор и рядовую зубчатую передачу.

3. Кулачковый механизм подачи материала на конвейер.

При решении задач проектирования кинематических схем механизмов необходимо учитывать структурные, метрические, кинематические и динамические условия, обеспечивающие воспроизведение проектируемым механизмом заданного закона движения.

Наиболее ответственным этапом в проектировании механизма или машины является разработка структурной или кинематической схем машины, которые в значительной степени определяют конструкцию отдельных узлов и деталей, а также эксплуатационные качества машин.

Структурный анализ дает возможность определить порядок и методы кинематического исследования.

Кинетостатический расчет дает возможность определить давление в кинематических парах, уравновешивающий момент или уравновешивающую силу на ведущем звене или усилия, действующие на отдельные звенья механизма.

Эти усилия необходимы при расчете звеньев на прочность и жесткость, и определения их рациональных конструктивных форм.

1. Задание

Спроектировать и исследовать механизмы качающегося конвейера по следующим данным: (вариант № 2)

Рисунок 1.1 - Схема:

а) рычажный механизм перемещения транспортирующего желоба;

б) привод рычажного механизма;

в) кулачковый механизм подачи материала на конвейер

а) Рычажный механизм рис. 1.1а.

ОА = 0,11м АВ = 0,42м ВС = 0,35м ВD = 1,4м

AS2=0,5AB=0,21м BS3=0,5ВС=0,175м ВS4=0,5ВD =0,7м

x =0,32м y =0,05м

m2 =18кг m3 =20кг m4 =100кг m5=500кг

Масса перемещаемого материала mn= 900кг

JО1=JS3=1,0 кг•м JS2=0,5 кг•м JS4= 35 кг•м Jg=0,03 кг•м

Число оборотов кривошипа, об/мин n1=73

Число оборотов электродвигателя, об/мин n=1460

Сила сопротивления при движении желоба слева направо Fс=3,5 кН

Сила сопротивления при обратном ходе желоба FсР=1,2 кН

Коэффициент неравномерности вращения кривошипа д=0,07

Положение кривошипа при силовом расчете-90

б) Параметры зубчатых колес; рис. 1.1б.

Модуль планетарной передачи m1=5мм

Число сателлитов планетарной передачи к=3шт

Модуль передачи Ж4- Ж5 m2=9мм

Число зубьев Ж4=17 Ж5=48

Тип зацепления - неравносмещённое.

в) Параметры кулачкового механизма. Рис. 1в.

Длина коромысла lо4с=0,1м

Угловой ход коромысла вmax=24град

Диаграмма ускорений коромысла: В (А, Б, В, Г)

Угол удаления цy=70град

Угол дальнего стояния цg=30град

Угол сближения цB=70град

Допустимый угол давления Ьmax=45град

2. Порядок выполнения

2.1 Кинематическое исследование

1. Построить кинематическую схему механизма в положениях, соответствующих восьми равноотстоящих положениях кривошипа.

2. Построить для всех положений планы скоростей.

3. Построить для двух положений планы ускорений.

4. Определить угловые и линейные скорости и ускорения точек и звеньев, результаты занести в таблицы.

2.2 Силовой расчет

1. Определить силы полезного сопротивления для всех восьми положений механизма.

2. Определить силы инерции и моменты сил инерции звеньев механизма.

3. Методом планов сил определить реакции (давления) во всех кинематических парах в указанном положении механизма.

4. Определить уравновешивающий момент в выбранном положении механизма двумя методами (методом силовых многоугольников и методом Н.Е. Жуковского), полученные результаты сравнить.

5. Определить мощность двигателя.

2.3 Расчет маховика

1. Рассчитать и построить графики моментов сил сопротивления и движущих сил, приведенных к валу ведущего механизма. Момент движущих сил считать постоянным.

2. Рассчитать и построить график приведенного к валу ведущего механизма, момента инерции звеньев механизма.

3. Определить момент инерции маховика установленного на валу ведущего звена, обеспечивающего заданную неравномерность движения, подобрать размеры маховика.

2.4 Расчет и проектирование зубчатых механизмов

1. Рассчитать и вычертить внешнее зацепление пары прямозубых колес эвольвентных профилей с неподвижными осями.

Изобразить на чертеже по три зуба каждого колеса, линию зацепления, активные участки профилей, угол зацепления.

2. По передаточному отношению планетарного механизма и заданному модулю спроектировать планетарный редуктор, учитывая условия соосности, соседства и сборки. Рассчитать диаметры делительных окружностей и вычертить схему планетарного механизма в двух проекциях, построить план скоростей и план чисел оборотов.

2.5 Проектирование кулачкового механизма

1. Построить графики ускорения, скорости и перемещения ведомого звена кулачкового механизма.

2. Определить графически минимальный радиус кулачка и межцентровое расстояние для механизма с коромыслом.

3. Построить теоретический профиль кулачка.

4. Подобрать допустимый радиус ролика коромысла.

5. Построить действительный профиль кулачка.

3. Структурный анализ механизма

Рисунок 4.1 - Кинематическая схема механизма

1.1 Число подвижных звеньев: n=5.

1.2 Число кинематических пар 5-го класса: 0-1; 1-2; 2-3; 3-0; 3-4; 4-5; 5-0; Р5=7.

1.3 Число кинематических пар 4-го класса: Р4=0.

1.4 Степень подвижности механизма W=3n-2Р4 -Р4 =3 · 5 - 2 · 7 - 0 =1;

1.5 Структурная схема механизма.

Разложим механизм на структурные группы, для чего составим структурную схему механизма (рис. 4.2). Поступательные кинематические пары заменяем вращательными. Нулевое звено (стойку) изображаем неподвижной прямой 0. Ведущее звено 1 изображаем отрезком с двумя шарнирами (цифра 1 в записи кинематических пар встречается дважды). Аналогично звено 2 изображаем отрезком 2 с двумя шарнирными концами.

Рисунок 4.2 - Структурная схема механизма

Третье звено изображаем треугольником (цифра 3 в записи кинематических пар встречается трижды); звенья 4 и 5 изображаем отрезками с двумя кинематическими парами. Звенья 1, 3, 5 замыкаются на нулевое звено.

Отсоединяем сначала двухповодковую группу Ассура состоящую из звеньев 4, 5. При этом оставшийся механизм продолжает работать, а степень подвижности W не меняется. Затем отсоединяем двухповодковую группу Ассура, состоящую из звеньев 2 и 3. Оставшиеся два звена 0 и 1 образуют ведущий механизм.

Рисунок 4.3

Таким образом, исследуемый механизм, обладающий одной степенью подвижности, может рассматриваться как образованный путем последовательного присоединения к стойке О и ведущему звену 1 двух групп, состоящих из звеньев 2, 3 и 4, 5.

По классификации И.И. Артоболевского он относится к механизмам 2-го класса, третьего семейства.

Формула строения механизма:

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

4. Кинематическое исследование механизма

Рисунок 5.1 - План положения, планы скоростей и ускорений

5.1 Планы положений механизма

В масштабе мe=… м/мм строим планы механизма, начиная с построения положений ведущего звена-кривошипа ОА. Кривошип изображаем в восьми положениях через каждые 45°, начиная с положения, соответствующего левому крайнему положению механизма. Крайнее положение механизма получим делая засечки на траектории движения точки В из центра О радиусами (ОА+АВ) и (АВ-ОА). Положение остальных звеньев определяем методом засечек.

Величины и направления скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма определяем графически, построением планов скоростей.

5.2 План скоростей (рис. 5.1б)

1. Скорость точки :

VА=lОА·щ1= м/с,

где рад/c - угловая скорость кривошипа ОА.

и направлен в сторону вращения кривошипа.

2. Масштаб плана скоростей - мv:

м/с · мм,

где ра = 45 мм - длинна отрезка, представляющего вектор скорости точки А на плане скоростей.

3. Скорость точки В - :

. (1)

Строим треугольник скоростей точки В на основании (1). Вектор является вектором скорости точки В.

4. Скорость точки D:

. (2)

Строим треугольник скоростей точки D на основании уравнения (2). Вектор является вектором скорости точки D.

5. Скорость центров тяжести звеньев.

Положение точек S2, S3, S4 на плане скоростей определяется делением отрезков ав, вс, и сd пополам.

Соединив полученные точки с полюсом плана скоростей, получим векторы , , .

6. Значение скоростей точек получим произведением длин отрезков, взятых из плана скоростей, на масштаб плана скоростей:

VBA=ав·мv, VВ = pв·мv, VDВ = dв·мv, VD=pd·мv,

VS2=ps2·мv, VS3=ps3·мv, VS4=ps4·мv, VS5=VD.

Направления скоростей точек определяется направлением на плане скоростей векторов , , , и т.д.

7. Угловые скорости звеньев по величине равны:

; ; .

Направление угловых скоростей определяется направлением вращения звеньев под действием перенесенных на кинематическую схему векторов скоростей , , в соответствующие точки.

8. Полученные результаты сведем в таблицу 5.1.

Таблица 5.1. Скорости точек и угловые скорости звеньев

№ положения	размеры	VА	VBA	VB	VDВ	VS5 VD	VS2	VS3	VS4	рад/с	Примечание
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14
0	мм	100	100	0	0	0	50	0	0
	м/с	1,0	1,0	0	0	0	0,5	0	0	1,818	0	0
1	мм	100	107	60	33	45	63	30	50,5
	м/с	1,0	1,07	0,6	0,33	0,45	0,63	0,3	0,595	1,945	1,5	0,22
2	мм	100	82	105	36	89	94	52,5	96
	м/с	1,0	0,82	1,05	0,36	089	094	0,525	096	1,49	2,625	024
3	мм	100	33	117	9	113	107,5	58,5	115
	м/с	1,0	033	1,17	0,09	1,13	1,075	0585	1,15	0,6	2,968	0,06
4	мм	100	36	69	13	71	84	34,5	70
	м/с	1,0	0,36	0,69	0,13	0,71	0,84	0,345	0,7	0,665	1,725	0,06
5	мм	100	166	90	16	93	47,5	44	91,5
	м/с	1,0	1,66	09	0,16	093	0,475	044	0,915	3,018	2,25	011
6	мм	100	143	177	38,5	163	125	88,5	169
	м/с	1,0	1,43	1,77	0,385	1,63	1,25	0,885	1,69	2,6	4,425	0256
7	мм	100	23	83	42	62	91	41,5	71
	м/с	1,0	0,23	0,83	0,42	0,62	0,91	0,415	071	042	2,18	0,28

5.3 Определение ускорений точек и угловых ускорений звеньев (план

ускорений)

Величины и направления ускорений точек и угловых скоростей звеньев механизма определяем графически построением планов ускорений.

1. Ускорение точки A - .

,

где - вектор нормального ускорения точки А кривошипа;

- вектор тангенциального ускорения точки А.

WAn =OA·щ12= м/с2.

- направлен по ОА от А к точке О.

WАф=OA·о=0 о=щ1=0 т.к щ1-const.

Следовательно, .

2. Масштаб плана ускорений:

м/с2 мм.

3. Ускорение точки В - :

РР ;

РР . (3)

Положение механизма№1

=BA·щ22= м/с2 мм.

=BC·щ32= м/с2 мм.

Положение механизма №5

=BA·щ22= м/с2 мм.

=BC·щ32 = м/с2 мм.

Согласно уравнению (3) строим многоугольник ускорений точки В, из которого следует, что: ф =20 мм; ф1 = 68 мм;

=ф·мW = м/с2 =ф1·мW = м/с2;

=рв·мW = м/с2 (полож№1); = м/с2;

= м/с2 (полож№2); = м/с2.

4. Ускорение точки D - :

РР х-х РР . (4)

Положение механизма №1.

м/с2 мм.

Положение № 5.

м/с2 мм.

Строим многоугольник ускорений точки D, из которого следует, что:

ф2=27 мм (пол. №1); ф2=22 мм (пол. №2).

= м/с2 (пол. №1); = м/с2 (пол. №5)

= м/с2 (пол. №1); = м/с2 (пол. №5)

5. Ускорение центров масс:

(пол. №1) WS2=рs2 · мW = м/с2;

WS3=рs3 · мW = м/с2;

WS4=рs3 · мW = м/с2.

(пол. №2) WS2= м/с2;

WS3= м/с2;

WS4= м/с2.

6. Угловые ускорения звеньев по величине равны:

; ; .

(пол. №1) 1/С2; 1/С2; 1/С2.

(пол. №1) 1/С2; 1/С2; 1/С2.

Полученные результаты сведем в таблицу 5.2.

Таблица 5.2. Ускорения точек и угловые ускорения звеньев

№ положения

размеры

WА

рад/с2

Примечание

1

мм

м/с

5

мм

м/с

6. Кинетостатическое (силовое) исследование механизма (положение

механизма № 1)

6.1 Силы, действующие на механизм

6.1.1 Сила полезного сопротивления - FC

FC=1200 Н - сила сопротивления при движении желоба слева направо.

FC=3500 Н - сила сопротивления при движении желоба справа налево.

Сила сопротивления направлена в сторону противоположную движению желоба.

6.1.2 Сила тяжести звеньев G = mg

G2 = m2g =18•9,8=176,4 H; G3 = m3g =20•9,8=196 H;

G4 = m1g = 100•9,8=980 H; G5 = m5g =500•9,8=4900 H;

G5 =900•9.8=8820 H.

6.1.3 Силы инерции звеньев:

Ц2 = m2·WS2 =18•11,392=205,056 H; Ц3 = m3·WS3 =20•8,32=166,4 H;

Ц4 = m4·WS4 =100•19,456=1945,6 H; Ц5 = m5· WD =500•22,4=11200 H;

Ц5 = mm·WD =900•22,4=20160 H.

Силы инерции звеньев направлены в сторону противоположную ускорению центра масс тала.

Точки приложения силы инерции звеньев:

- при поступательном движении - центр масс - (S);

- при вращательном движении - центр качения - (K);

- при плоском движении тала - центр инерции - (T).

Положения центров качения звеньев определяются отрезками:

K2S2; K3S3; K4S4.

мм.

мм.

мм.

6.2 Определение давления в кинематических парах

В основу силового расчета положен принцип Даламбера, согласно которому: если к действующим силам и реакциям связей прибавить силы инерции, то такую систему можно рассматривать в равновесии.

Силовой расчет начинаем с последней в порядке присоединения группы Ассура, состоящей из звеньев 4 и 5, затем групп звеньев 2, 3 и заканчиваем силовым расчетом ведущего механизма 0, 1.

6.2.1 Силовой расчет группы звеньев 4, 5

Освобождаем группу от связей, вместо них прикладываем реакции:

, и ,

прикладываем активные силы:

, , ,

силы инерции:

и .

Составляем уравнения равновесия плоской произвольной системы сил.

Для определения реакции составляем уравнение моментов всех сил, действующих на группу относительно точки В:

; ,

отсюда:

;

3432,97 Н.

Для определения величин и направления реакции и строим план сил согласно уравнению в масштабе µр = 100.

.

Из плана сил следует, что =23000 H; =12800 H.

Давление в кинематической паре 4-5 R45 определяем из уравнения равновесия ползуна 5:

.

Для определения на плане сил соединяем начало вектора с концом вектора

=265•100=26500 H

6.2.2 Силовой расчет группы звеньев 2, 3

Изображаем группу звеньев 2, 3 отдельно и прикладываем действующие на нее силы: , , , , , , , , , .

Составляем уравнение равновесия сил приложенных к каждому звену в виде суммы моментов сил относительно точки В:

; , откуда

Н.

; -, откуда

Н.

Реакции и найдем, построив план сил, действующих на группу, согласно векторному уравнению равновесия.

+++++++++=0.

План сил группы построим в масштабе µр = 100. Из плана сил следует, что =45600 Н; =49200 Н.

Давление в кинематической паре 2, 3 R23 найдем из уравнения равновесия звена 2:

++++++++=0,

для чего на плане сил соединим начало вектора с концом вектора

R23=270•100=27000 H

6.3 Определение уравновешивающей силы и момента методом планов

сил и «рычага» Н.Е. Жуковского

На ведущее звено ОА действуют реакции , , и уравновешивающая сила .

Уравновешивающую силу определим из уравнения равновесия сил в виде суммы моментов всех сил относительно точки О.

; ,откуда

21916,18 Н.

Для определения реакции R0 в шарнире О составляем векторное уравнение равновесия сил, действующих на звено 1:

++ +=0.

Строим четырехугольник сил в масштабе µр =300 .из которого следует, что R0=59400 H.

Определяем уравновешивающую силу методом «рычага» Н.Е. Жуковского. Для чего на план скоростей к соответствующим точкам прикладываем повернутые на 90° в одном направлении силы, действующие на звенья механизма. Уравновешивающую силу прикладываем в точке: а перпендикулярно к вектору . Из уравнения равновесия «рычага» (плана скоростей) в виде суммы моментов сил относительно полюса плана скоростей найдем величину силы , т.е.

;

-, откуда

= 21884,134 Н;

Уравновешивающий момент :

а) методом планов сил:

0,11•21916,18=2410,779 Нм.

б) методом рычага Жуковского

0,11•21884,134=2407,255 Нм.

 %

Результаты определения давлений в кинематических парах сведем в таблицу 6.1.

Таблица 6.1. Величины давления в кинематических парах

№ положения
	Н	Нм
1	59400	45600	108,87	45708,87	27000	38,14	49200	26500	23000	12800	35800	3432,97	2410,779	2407,255

6.4 Определение мощности двигателя по уравновешивающему моменту

2410,779•7,64=18418,35 кВт.

7. Расчёт привода качающегося конвейера

Исходные данные:

n=1460 об/мин; Z1=17 m1=5 мм

n1=73 об/мин; Z2=48 m2=9 мм

1 - солнечная шестерня; 2 - сателлит; 3 - коронная шестерня;

Н - водило.

Общее передаточное число привода:

Передаточное число планетарного механизма:

7,083

7.1 Синтез планетарного редуктора

Планетарным механизмом называется механизм, составленный из зубчатых колес и вращающихся звеньев, на которых располагаются подвижные оси зубчатых колес. Основным достоинством планетарных механизмов является то, что их масса и габариты значительно меньше массы и габаритов зубчатых механизмов с неподвижными осями при одинаковых передаточных отношениях и передаваемых моментах.

При выборе чисел зубьев планетарных механизмов должен быть выполнен ряд условий: условие соосности, соседства и собираемости.

Условие соосности: Z1+Z2=Z3-Z2.

Условие соседства: .

Условие сборки: Z1+Z2=C · K, где С - целое число.

Проектирование планетарного механизма заключается в определении наименьших чисел зубьев и диаметров делительных окружностей, учитывая условия соосности, сборки и соседства, считая что, Zmin >17 и колеса нулевые.

1. Передаточное число планетарного редуктора

2. Передаточное число обращенного механизма

1-7,083=6,083

3. Пусть Z1=18.

4. Число зубьев коронной шестерни Z3=-Z1 · =18•6,083=108

5. Из условия соосности определяем число зубьев сателлитов:



6. Из условия соседства определяем максимальное количество сателлитов:

0,746

При К=3 sin60°=0,866 0,866 > 0,746

При К=4 sin45°=0,707 0,707 < 0,746

Следовательно К=3.

7. Проверяем условие собираемости:

21

Так как С - целое число, то условие сборки выполняются.

8. Фактическое передаточное отношение планетарного редуктора:

9.

1,17 %

10. Определяем радиусы делительных окружностей:

 мм;

мм;

мм;

7.2 Исследование привода графическим способом

Вычерчиваем кинематическую схему привода в масштабе µе =0,002м/мм в двух проекциях, строим планы скоростей и чисел оборотов в масштабах:

м/с·мм;

об/с·мм.

Передаточное отношение привода

а) с помощью плана скоростей

б) с помощью плана чисел оборотов

Передаточное отношение планетарного редуктора

а) с помощью плана скоростей

б) с помощью плана чисел оборотов

Число оборотов звеньев механизма:

n = 01 · µn =135•11,5=1552,5 n1 = ОН · µn =20•11,5=230

n2 = 02 · µn =26•11,5=299 n5=05 · µn =6•11,5=69

7.3 Расчет элементов зубчатой пары Z4, Z5

1. Исходные данные: Z1 = 17, Z2 = 48, m2 = 9 мм.

2. Параметры зуборезной рейки: f0=1; C0=0,25; б0=20°.

3. Коэффициент смещения: x1, x2, и обратного смещения - ш.

Ш = 0,22; х1 = 1,04; 0,652

1. Сумма коэффициентов смещения:

хс = х1 + х2 =1,04+0,652=1,692

2. Сумма зубьев:

ZC = Z1 + Z2 =17+48=65

3. Коэффициент отклонения межцентрового расстояния:

а = хс - ш =1,692-0,22=1,472

4. Угол зацепления: (по графику )

бW =26°

5. Радиус делительных окружностей:

r1 = 0,5 · mZ1 = 0,5•9•17=76,5 мм;

r2 = 0,5 · mZ2 =0,5•9•48=216 мм.

6. Радиус основных окружностей:

rв1 = r1 cos бх =76,5•0,939=71,886 мм;

rв2 = r2 cos бх = 216•0,939=202,824 мм.

7. Радиусы начальных окружностей:

мм;

мм.

8. Межцентровое расстояние:

A=m(0,57ZC+a)=9•(0,5•65+1,472)=305,748 мм.

9. Радиусы окружностей впадин:

= r1 - m(f + С01 - х1) = 76,5-9•(1+0,25-1,04)=74,61 мм;

= r2 - m(f + С01 - х2) = 216-9•(1+0,25-0,652)=210,618 мм.

10. Глубина захода зубьев:

h3 = (2f0 - ш) · m =(2•1-0,22)•9=16,02 мм.

11. Высота зуба:

h = h3 + С01m = 16,02+0,258•9=18,27 мм.

12. Радиусы окружностей выступов:

rа4 = + h =74,61+18,27=92,88 мм

rа5 = + h =210,618+18,27=228,888 мм

13. Шаг зацепления:

t = m = 3.14•9=28,26 мм.

14. Толщина зуба по делительной окружности:

S4=0,5m+2mx1tg20°=0,5•28,26+2•1,04•9•0,364=20,94 мм;

S5=0,5m+2mx2tg20°=0,5•28,26+2•0,652•9•0,364=18,40 мм.

15.Эпюры относительных скольжений.

Величины относительных скольжений профилей зубьев определяем по формулам:

,

значения которых в зависимости от величин Х при l = 258 мм приведены в таблице 4, где

Таблица 7.1. Значения коэффициентов удельного скольжения

X	53	63	73	83	93	103	112
Л1	-0,369	-0,096	0,103	0,254	0,372	0,467	0,539
l - X	205	195	185	175	165	155	146
Л2	0,270	0,088	-0,114	-0,339	-0,592	-0,877	-1,166

По эпюрам л1, л2 строим круговые диаграммы относительных скольжений непосредственно на рабочих участках сопряженных профилей зубьев.

16. Коэффициент перекрытия - е.

Определяем по формуле:

=

и для проверки точности проведенных построений находим по формуле:

8. Проектирование кулачкового механизма подачи материала на

конвейер

Исходные данные:

1. Максимальный угол давления бmax=24°(гmin = 45°).

2. Закон движения коромысла - (А, Б, В, Г)

3. Максимальный угол поворота коромысла: вmax = 24°.

4. Угол поворота кулачка при удалении коромысла: цy = 70°.

5. Угол поворота кулачка при возвращении коромысла: цв = 70°.

6. Угол дальнего стояния коромысла: цд = 30°.

7. Угол ближнего стояния коромысла: цб = 45°.

8. Длина коромысла: О4С = l = 100 мм.

8.1 Построение диаграмм движения коромысла

Синтез кулачкового механизма начинается с построения диаграммы движения коромысла О4С, исходя из заданной диаграммы

.

Интегрируя графически диаграмму , получаем график:

.

Принимаем полюсное расстояние Н2 = 30 мм.

Интегрируя диаграмму , получаем диаграмму угловых перемещений в = в(ц).

Принимаем полюсное расстояние Н1 = 30 мм.

Масштабы диаграмм перемещения коромысла:

1. Масштаб углового перемещения:

рад/мм.

2. Масштаб оси абсцисс, диаграмм движения коромысла:

рад/мм.

3. Масштаб оси ординат диаграммы :

рад/мм.

4. Масштаб оси ординат диаграммы :

рад/мм.

8.2 Определение минимального радиуса кулачка

Минимальный радиус кулачка определяем графическим способом. Для этого из произвольной точки О4 проводим дугу радиусом, равным длине коромысла О4С0 в масштабе ме = 0,001 м/мм. От начального положения коромысла О4С0 откладываем угол качения вmax. Путь центра ролика C0C6 размечаем в соответствии с диаграммой в = в(ц).

Через полученные точки C1, C2, C3, C4, C5 проводим лучи O4C1, O4C2………O4C5, представляющие собой как бы мгновенные положения коромысла при его перемещении в соответствии с заданным законом движения. На лучах от точек C1…….C5 откладываем отрезки Zi, изображающие соответствующие значения величины в масштабе µe. Величину этих отрезков в мм определяем по формулам:

О4С0 = 23•100•0,01175=27,025 мм

О4С0 = 40•100•0,01175=47 мм

О4С0 = 47,5•100•0,01175=55,813 мм

Направление вращения кулачка принимаем противоположным направлению вращения коромысла при его удалении. Поэтому отрезки Z откладываем на промежуточных положениях коромысла вправо от дуги C0C6 при удалении коромысла и влево при возвращении его. Соединив последовательно конечные точки отрезка Z0, Z1, Z2,…….плавной кривой, получаем геометрическое место концов отрезков Z = Z(S).

Далее проводим касательные к полученному замкнутому контуру под углом гmin с противоположных сторон до взаимного пересечения.

Для того, чтобы при работе кулачкового механизма углы давления не превышали заданного допустимого значения, необходимо ось вращения кулачка выбирать в зоне пересечения крайних лучей (зона заштрихована). Наименьшие размеры будет иметь кулачок, если за ось вращения кулачка принять точку O2. Соединив эту точку с C0 и O4, получим искомые величины в масштабе µe:

r0 =O4C0 · µe =100•0,001=0,1 мм

L = O2O4 · µe=125•0,001=0,125 мм

8.3 Построение профиля кулачка

Для построения профиля кулачка графическим способом используем метод обращения движения (метод инверсии).

Строим треугольник O2O4C0 со сторонами L0, l, r0 в масштабе µe = 0,001м/мм. Радиусом равным O4C0 проводим дугу, стягивающую угол вmax. Эту дугу делим на части, пропорциональные ординатам графика S = S(ц).

В сторону противоположную вращению кулачка от O2O4 откладываем углы цу, цg, цв. Дуги стягивающие углы цу и цв делим на 6 равных частей. Из точек деления этих дуг радиусом, равным длине коромысла делаем засечки на соответствующих дугах, проведенных из центра О2 через точки деления дуги С0С6. Соединив плавной кривой засечки, получаем центровой профиль кулачка.

Практический профиль вычерчиваем как огибающую семейства дуг радиуса, равного радиусу ролика, которые проведены из центров, расположенных на центровом профиле кулачка. Принимаем радиус ролика:

rр = 0,8 Smin,

где Smin - радиус кривизны центрового профиля на участке наибольшей кривизны

rр =0,3•50=15 мм

конвейер маховик кулачковый привод

Список используемой литературы

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М. 1970. - 332с.

2. Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин: учебное пособие для студентов вузов. - М. 592с.

3. Кореняко А.С. Курсовое проектирование по ТММ. 1970. - 332с.

4. Смелягин А.И. ТММ, курсовое проектирование: учебное пособие - М: ИНФРА-М; Новосибирск издательство НГТУ, 2003. - 236с.

Размещено на Allbest.ru