Проектирование механизма щековой дробилки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Чувашский государственный университет имени И.Н. Ульянова

Кафедра: Деталей машин и прикладная механика

Курсовой проект

по теории механизмов и машин

Проектирование механизма щековой дробилки

Выполнила:

Михайлов М.А.

Проверил:

Петров Н.П.

Чебоксары, 2012 год



Введение

В процессе курсового проектирования, я освоил и привил себе навыки использования общих методов проектирования и исследование механизмов для создания конкретной машины, а именно щековой дробилки. Я научился выполнять расчеты, используя как аналитические, так и графические методы решения инженерных задач.

Курсовое проектирование поставило предо мной следующие задачи:

- проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма;

- анализ режима движения механизма при действии заданных сил;

- силовой анализ механизма с учетом геометрии масс звеньев;

- проектирование цилиндрической и планетарной зубчатой передачи;

- проектирование кулачкового механизма.

Данные задачи я смог выполнить благодаря методам исследования и проектирования механизмов и машин, изучаемые в учебной дисциплине «Теория механизмов и машин».

В моей инженерной подготовке, этот курсовой проект занимает особое место. Создание современной машины требует от конструктора всестороннего анализа её проекта, как раз это я и осваивал в своем проекте.

Хочется отметить, что было бы технологичнее так же выполнить курсовое проектирование с использованием современных компьютерных технологий. Это позволило бы нам не только познать глубокий материал по курсу «Теория механизмов и машин», но и значительно повысить свою квалификацию, т. к., именно компьютерные технологии помогает далеко шагнуть в области конструирования.



1. Динамический синтез рычажного механизма по заданному коэффициенту неравномерности д

Цель динамического синтеза:

- является определение закона движения;

- звена приведения от действия внешних сил.

1.1 Структурный анализ механизма

Расчет числа степеней свободы является проверочным и помогает понять структуру данного механизма.

Механизм состоит из следующих звеньев:

0 - стойка;

1 - кривошип;

2 - развитый поводок;

3 - коромысло;

4 - шатун;

5 - коромысло.

Число степеней свободы механизма определяется по формуле Чебышева:

W = 3n - 2рн - рв

Для рассматриваемого механизма:

n = 5;

рн = 7;

рв = 0, откуда:

W = 3n - 2рн - рв = 3.5 - 2.7 - 0 = 1



Следовательно, механизм имеет одну степень свободы.

1.2 Построение 15-ти положений механизма

На листе формата А1 требуется построить механизм в 15-ти положениях. Для этого находим положение кривошипа, соответствующие мертвые положения ведомого звена: одно положение кривошипа, соответствующее рабочему, и одно - холостому ходу ведомо звена. Положения всех остальных звеньев, соответствующие каждому из выбранных положений кривошипа, находим методом засечек. Все положения механизма удобно строить на одном чертеже в масштабе:

Масштаб µs следует выбирать таким образом, чтобы схема механизма занимала часть листа. Поэтому удобно принять OА = 36 мм., тогда:

Длины для известных звеньев ?OA = 0,1 м., ?AB = 0,47 м., ?AC = 0,47 м., ?CB = 0,2 м., ?O3B = 0,24 м., ?CD = 0,28 м., ?O5D = 0,68 м., a = 0,445 м., в = 0,3 м., с = 0,2 м., d = 0,5 м на схеме определяем как: O1А = 36 мм.



Мертвым положением механизма называется такое положение, при котором изменяется направление ведомого звена. За ведомое звено принимают ползун, к которому приложена заданная внешняя сила F. Определим мертвые положения для данного механизма и по ним достроим всю схему механизма. Для этого сначала на формате А1 строим механизм в четырех мертвых положениях. Крайние положения определяем из рычагов Жуковского. Для этого строим рычаги Жуковского в 12-ти положениях, затем по изменению направления вектора скорости выходного звена D, определяем положения, в которых происходит смена направления этого вектора скорости выходного звена D. Например рассмотрим положения 4 и 5, между которыми происходит смена вектора скорости. В положении 4 Pvd = 3 мм., в положении 5 Pvd = 10 мм., это значит что крайнее положение находится между положениями 4 и 5 в отношении 3/10.

1.3 Построение диаграммы силы сопротивления F от перемещения S. Определение величин сил полезного сопротивления

В механизме ковочной машины ведомое звено - ползун за один оборот кривошипа совершает рабочий и холостой ходы. В этом механизме заданная внешняя сила F является силой полезного сопротивления, возникающая в процессе обработки. Поэтому рабочем ходом называется движение ведомого звена в направлении противоположно заданному на схеме направлению силы F(точка 1 и 14 соответствует началу рабочего хода). Движение ведомого звена в обратном направлении называется холостым ходом (точка 13 и 15 - началу холостого хода). Движение с 1 до 13 положения и с 14 до 15 положения есть рабочий ход механизма, а с 13 до 14 положения и с 15 до 1 положения - холостой ход механизма.

Внешняя сила F действует во всех положениях, соответствующих рабочему ходу. Выбор рабочего положения необходимо сделать с учётом заданной диаграммы сил F(S). На отрезке HD = 33 мм. (HD - максимальный ход коромысла на схеме, мм.), изображающему максимальное перемещение ползуна (на схеме - между точками D 1, 13 и D 14, 15, строим диаграмму по заданным соотношениям. Масштаб построения диаграммы примем равным масштабу построения схемы механизма µS = 360 мм.

На диаграмме сил и индикаторной диаграмм, отметить точки, соответствующие каждому из положений механизма, и дополнительно построить положения механизма, соответствующие характерным точкам диаграммы. Для каждого из положений, соответствующих рабочему ходу механизма определяем силу полезного сопротивления Fi по силовой диаграмме.

Выбираем масштаб вычислений:

Тут уместна формула:

Сила полезного сопротивления для каждого положения будет равна:

Рассмотрим как:



Таким образом, получаем разные положения механизма, для которых далее необходимо построить 15 рычагов Жуковского.

1.4 Построение рычагов Жуковского

Теорему Жуковского может быть сформулировать так…

Если какой-либо механизм под действие системы сил, приложенных к этому механизму, находиться в равновесии, то повернутый на 90? в какую-либо сторону план скоростей механизма, рассматриваемый как твердое тело (неизменяемая система), вращается вокруг полюса плана и нагруженное теми же силами, приложенными в соответствующих изображающих точках плана, также находиться в равновесии. Для построения рычага необходимо правильно установить порядок их выполнения, т. е., наметить, в какой последовательности и что должны определить. Построение рычага Жуковского рассмотрим для 1-ого положения механизма.

Для этого:

1. Составим уравнения для построения плана скоростей;

2. Перепишем их для построения рычага Жуковского, согласно теореме;

3. Строим рычаг Жуковского.

Составим уравнения для построения плана скоростей:

Скорость точки А направлена перпендикулярно кривошипу АО. Определим линейную скорость точки А, одинаковую для всех положений:

Далее составляем векторные равенства для определения скорости точки В:



Для определения скорости точки D составляем неравенства:

Перепишем их для построения рычага Жуковского, согласно теореме:

Скорость точки А направлена параллельно кривошипу АО. Определим линейную скорость точки А, одинаковую для всех положений:

Далее составляем векторные равенства для определения скорости точки В:

Из построения находим:



Для определения скорости точки D составляем неравенства:

Из построения находим:

Для изображения скорости точки А на рычаге выбираем произвольный отрезок. Его длину 50 мм., тогда масштаб определиться отношением:

1.5 Определение кинетической энергии механизма для 15-ти положений и построение графиков кинетической энергии для каждого звена механизма

Кинетическую энергию механизма определяем как сумму кинетических энергий звеньев:

Кинетическая энергия любого звена определяется формулой:

Определим кинетическую энергию для:

1-ого звена:



Кинетическая энергия 1-го звена постоянна для всех 6-ти положений.

2-ого звена:

3-его звена:

4-ого звена:

5-ого звена:

Масштаб кинетических энергий:



2. Построение плана скоростей

Рассматривается положение механизма, при котором к кривошипу приложен максимальный момент сил сопротивления (6 положение).

Скорость точки А направлена перпендикулярно кривошипу АО. Определим линейную скорость точки А:

Далее составляем векторные равенства для определения скорости точки В:

Из построения находим = 100 мм., тогда скорость токи В определим по формуле:

Для определения скорости точки D составляем неравенства:



Из построения находим = 73 мм., тогда скорость токи D определим по формуле:

Строим план скоростей: Для этого сначала отметим на чертеже точку Pv - полюс. Затем из этой точки проведем прямую перпендикулярную кривошипу ОА и отложим на нем отрезок = 100 мм. Масштаб рычага:

Далее из точки а проведем прямую перпендикулярно звену АВ, а из полюса Pv прямую перпендикулярно ВОз. Эти две прямые пересекутся в точке b. Чтобы найти точку с нужно из точки a провести прямую перпендикулярную АС, и из точки b прямую перпендикулярную ВС, точкой пересечения будет являться точка с, отложить отрезок Pvc. Затем из точки с проводим прямую перпендикулярно DC, а из полюса Pv прямую перпендикулярную ОD. Точка d будет точкой пересечения этих прямых.

2.1 Построение плана ускорений

Переходим к построению плана ускорений для 66-ого положения механизма.

Так как угловая скорость кривошипа постоянна, то ускорение точки А определим по уравнению:

Нормальное ускорение точки А:

Тангенциальное ускорение точки А:

В итоге ускорение точки А:

Начинаем строить план ускорений:

C полюса проводим прямую перпендикулярно звену АО. При построении плана ускорений необходимо помнить, что, выбрав длину отрезка d 100 мм., мы тем самым намечаем масштаб плана ускорений. Поэтому все нормальные, тангенциальные ускорения откладываем в выбранном масштабе плана ускорений.

Масштаб плана ускорений определим по формуле:

Откуда:



Ускорение точки В найдем по уравнениям:

Угловые скорости выразим следующим образом:

Тогда нормальные ускорения определим по формулам:

На плане - нормальному ускорению ВО1 будет соответствовать:

А - нормальному ускорению ВА будет соответствовать:



В соответствии с написанными уравнениями через точку (см. лист2) проводим прямую, параллельную оси звена АВ, и откладываем на ней в направлении от точки В к А отрезок, представляющий собой в масштабе ускорение. Через точку n проводим прямую, перпендикулярную к оси звена АВ, которая будет иметь направление ускорения. Затем через точку проводим прямую, параллельную оси звена О1В, и откладываем на ней в направлении от точки В к О1 отрезок, представляющий собой в масштабе ускорение. Через точку n проводим прямую, перпендикулярную к оси звена О1В, которая будет иметь направление ускорения. Точка b пересечения двух проведенных прямых и будет изображением точки В.

На плане ускорений для нахождения ускорения точки с мы продолжим прямую и отложить на ней отрезок.

Далее проводим расчеты для точки D.

Угловую и линейную скорости выразим следующим образом:

c



Тогда нормальное ускорение определим по формуле:

Нормальному ускорению DC будет соответствовать:

В соответствии с написанными уравнениями через точку проводим прямую, параллельную оси звена DC, и откладываем на ней в направлении от точки D к C отрезок, представляющий собой в масштабе ускорение. Через точку n проводим прямую, перпендикулярную к оси звена DC, которая будет иметь направление ускорения. Затем через точку проводим прямую, параллельную оси звена DO5. Точка d пересечения:

Тогда:

2.2 Определение сил инерции звеньев, сил тяжести и моментов от сил инерции

В общем случае плоскопараллельного движения силы инерции всех элементарных масс звена могут быть приведены к одной силе инерции. Приложенной в центре звена, и к паре сил инерции. Сила инерции определяется как произведение массы звена на ускорение центра тяжести, рассчитаем как:

И направлена в сторону, противоположную ускорению центра тяжести. Момент пары сил инерции - момент от сил инерции - равен произведению момента инерции звена относительно оси, проходящей через центр тяжести, на угловое ускорение звена:

Ускорения центров тяжести звеньев определяем по плану ускорений, пользуясь теоремой о подобии.

Угловое ускорение каждого звена определим как частное от деления относительного тангенциального ускорения каких - либо двух точек на расстояние между точками.

Определим силы инерции и моменты от сил инерции для механизмов ковочной машины в положении, соответствующем рабочему ходу. Механизм в этом положении и построений для него план ускорений:



2.3 Силовой расчет рычажного механизма

Силовой расчет рычажного механизма начнем с той группы Ассура, для которой известны все внешние силы. Такой группой является последняя присоединительная группа, состоящая из звеньев 6 и 7.

Группа 222 (4,5) со всеми действующими на нее силами показана как:

Из этого уравнения выражаем искомую силу:

На схеме замеряем расстояния:

hg6 = 89 мм.;

hf6 = 90 мм.;

DE = 0,66 мм.

Тут:

Результаты:



Тогда:

2.4 Определение величины уравновешивающего момента через рычаг Жуковского

Момент для переноса на рычаг приведен к плечу CD. Силы пары определим по формуле:

Эти силы приложены в точках C и D звена 4 перпендикулярно к выбранному плечу CD и таким образом, чтобы направление действия момента на звене было сохранено, а затем перенесены в точках c и d рычага по общему правилу.

Уравнение рычага имеет вид:

Откуда:



Замеряем плечи с рычага Жуковского:

Полученную с помощью рычага Жуковского уравновешивающую силу необходимо сравнить с полученной при рассмотрении начального механизма. Ошибка не должна превышать 5%.



3. Проектирование планетарной зубчатой передачи

При расчете геометрических параметров зубчатой передачи в состав исходных данных входят:

1. модуль m = 2;

2. число зубьев z5 = 16 и z6 = 19;

3. число сателлитов k = 3;

4. свободный выбор межосевого расстояния aw;

5. угол главного профиля;

6. коэффициент высоты головки

7. коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров с = 0,25.

3.1 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

Необходимо спроектировать зубчатую z5, z6 передачу со свободным выбором межосевого расстояния aw.

По условию проектирования необходимо выбрать коэффициенты смещения.

В данном случае - x5 = 0,48 и x6 = 0,46.

После выбора коэффициентов смещения производят подсчет геометрических параметров зубчатой передачи:

1. Коэффициент суммы смещений:

2. Угол зацепления:



3. Межосевое расстояние:

4. Делительные радиусы:

5. Делительное межосевое расстояние:

6. Коэффициент воспринимаемого смещения:

7. Коэффициент уравнительного смещения:

8. Радиусы начальных окружностей:

Проверка вычислений:



9. Радиусы вершин зубьев:

10. Радиусы впадин:

11. Высота зубьев:

12. Толщины зубьев по делительной окружности:

13. Радиусы основных окружностей:

14. Углы профиля в точке на окружности вершин:



15. Толщина зубьев по окружности вершин:

3.2 Построение зубчатой передачи

После выполнения расчетов необходимо вычертить зубчатую передач. Масштаб построения на расстоянии не менее 320 мм.

Т. е., увеличила в 8,7 раза. Все выше рассчитанные размера и расстояния переводим в данный масштаб по формуле:

Откуда:

Профили зубьев вычерчиваем в следующем порядке (см. лист3):

1. Строим межосевую линию O4O5 зубчатой передачи, откладываем aw;

2. Из центров O4 и O5 проводим окружности, радиусы которых были определены в расчетах:

- начальных окружностей и, касающихся в полюсе P;

- делительных окружностей и, расстояние между которыми равно воспринимаемому смещению ym;

- окружностей вершин и и окружностей впадин и, расстояние между которыми соответственно определяет радиальные зазоры, равные:

с = с * m

- основных окружностей и, касательная к которым является линией зацепления N5N6, проходящей через полюс P.

Пересечение линий зацепления N5N6 с окружностями вершин определяет точки a и b активной линии зацепления ab.

3. Проводим линию зацепления N5N6. различают теоретическую линию зацепления и активную часть линии зацепления.

Теоретической линей зацепления называют отрезок N5N6 касательной к основным окружностям, заключенный между точками касания.

Активной частью линии зацепления называют отрезок b теоретической линии зацепления, заключенный между точками пересечения с окружностями выступов колес. Активная часть линии зацепления является геометрическим местом точек зацепления (касания) профилей зубьев на неподвижной плоскости. Если колесо является ведущим и вращается по направлению вращения часовой стрелки, то зацепление зубьев начинается в точке и заканчивается в точке b. При этом точка касания на профиле первого колеса (ведущего) перемещается от основания к вершине, на профиле второго колеса (ведомого) - от вершины к основанию.

4. Строим активную линию зацепления ab.

Коэффициент перекрытия дает возможность определить число пар профилей зубьев. Находящихся одновременно в зацеплении. Для этого нужно воспользоваться теми целыми положительными числами, между которыми находиться числовое значение коэффициента. Эти целые числа определяют те числа пар профилей зубьев, которые попеременно участвуют в зацеплении.

Коэффициент перекрытия не должен быть меньше единицы, так как это приводит к перерывам в передаче движения от ведущего колеса к ведомому и к ударам зубьев колес.

При проектировании зацепление коэффициента перекрытия возьмем не меньше 1,2.

3.3 Определение коэффициентов скольжения в процессе зацепления и построение графиков

Так как рабочие участки профилей зубьев перекатываются друг по другу со скольжением, то на этих участках возникают силы трения и происходит процесс изнашивания. Характеристикой вредного влияния скольжения являются коэффициенты и относительного скольжения, которые определяются по формулам:

Замеряем расстояния:

N6 = 142 мм.;

P = 30,5 мм.;

Pb = 29 мм.;

PN5 = 64 мм.;

PN6 = 78 мм.;

N4b = 32,5 мм.;

N5 = 28,5 мм.

Затем выбираем масштабы построения:

Тогда:

Строим графики для значений и в прямоугольной системе координат. Через точку P линии проводим ось абсцисс, тогда линия будет остью ординат. Необходимо отметить, что таблица значений и составлена в предположении, что окружности головок колес проходят через точки N5 и N6, т. е., зацепление зубьев происходит по всей теоретической линии зацепления от точки N5 до точки N6 и что рабочие участки профилей зубьев кончаются в соответствующих основных окружностей.

Поэтому построенные графики для и дают значения коэффициентов удельного скольжения также для тех участков профилей на ножках зубьев, которые не участвуют в зацеплении, а также и для тех участков профилей на головках, которые в действительности отсутствуют.

3.4 Определение величин коэффициентов давления в процессе зацепления и построение графика

Этот коэффициент имеет значение при расчете зубьев колес на контактную прочность и определяется по формуле:



Характер изменения коэффициентов скольжения и давления профилей в процессе зацепления по мере перемещения контактной точки K по линии зацепления показываем в форме графика. Масштабы:

3.5 Подбор чисел зубьев колес планетарного механизма

При назначении чисел зубьев колес планетарной передачи необходимо учитывать ряд ограничений:

1. числа зубьев z1, z2, z3, z4 должны бать целыми числами;

2. Сочетание чисел зубьев колес должно обеспечивать заданное передаточное отношение с допустимой точностью;

3. При отсутствии специальных требований желательно использовать нулевые колеса. Это ограничение записывают в форме отсутствия подреза зуба: для колес с внешними зубьями, нарезанных стандартным инструментом, zmin = 17, для колес с внутренним зацеплением в зависимости от парламентов, принимают zmах = 85;

4. Оси центральных колес и водила Н планетарной передачи должны совпадать между собой для обеспечения движения точек по соосным окружностям;

5. При расположении сателлитов в одной плоскости, т. е., без смещения в осевом направлении, соседние сателлиты должны быть расположены с таким окружным шагом, чтобы между окружностями вершин обеспечивался гарантированный зазор (условие соседства);

6. Сборка нескольких сателлитов должна осуществляться без натягов при равных окружных шагах между ними. В данном случае для подбора зубьев планетарной передачи определяют передаточное отношение:



Выберем из нормального ряда:

Можно найти требуемое отношение чисел зубьев.

Тогда:

Разберем один из вариантов разложения:

Где:

C4 = 19;

C3 = 4;

C2 = 4;

C1 = 1.

Числа зубьев выразятся так:

Z4 = q C4(C1 + C2') = 92q

Z3 = q C3(C1 + C2') = 57q

Z2 = q C2 (C4 - C3) = 16q

Z1 = q C1' (C4 - C3) = 12q



Тогда:

z4 = 184;

z3 = 46;

z2 = 114;

z1 = 24.

Проверим подобранные числа зубьев на ряд ограничений:

1. Числа зубьев z4 = 184, z3 = 46, z2 = 114, z1 = 24- целые.

2. Числа зубьев для колёс с внешними зубьями zmin = 17.

3. Числа зубьев для колёс с внутренними зубьями при:

ha * 1 z ? zmin = 85

4. Условие выполняется:

z4 - z3 = z1 + z2 = 184 - 46 = 114 + 24

5. Условие соседства выполняется (число сателлитов k = 3):

- для внешнего зацепления:

5. Условие сборки выполняется:

- целое число.

Данные числа зубьев нам подходят.



4. Проектирование кулачкового механизма

Задача проектирования кулачкового механизма сводится к построению профиля кулачка, обеспечивающего при данных основных размерах механизма движение толкателя по требуемому закону.

4.1 Построение кинематических диаграмм

По заданному закону ускорений толкателя, применяя метод графического интегрирования, строим графики скоростей и перемещений толкателя. Так как величины ускорений не заданы, то при построении кривой ускорений наибольшее ускорение на чертеже лучше изображать произвольным отрезком (40-50 мм.), соблюдая равенство площадей, ограниченных положительными и отрицательными ускорениями. Графики ускорения, скоростей и перемещений, имеющие одинаковую ось абсцисс ц,,удобно поместить один над другим. По оси абсцисс всех трех графиков откладываем произвольный отрезок, изображающий в масштабе время одного оборота кулачка (или угол 360°), и делим его на части, пропорциональные углам. Углы поворота кулачка переведем в радианы:

Тогда углы поворота, определим по формулам:



Масштаб времени по оси абсцисс:

Для всех заданий считать, что кулачок вращается синхронно с кривошипом.

Если углы велики, то их можно прервать или не отражать на графиках.

Так как кулачок вращается равномерно, то масштаб угла поворота, причем возьмем на графике отрезок мм., соответствующий углу поворота:

Тогда:

На угле строим заданную кривую ускорений, для чего отрезок, соответствующий, разбиваем на 12 равных частей. В данном случае выбираем косинусоидальный закон ускорений. Косинусоиду строим при помощи окружности произвольного радиуса. Кривую скоростей на угле получаем интегрированием кривой ускорений, применяя графическое интегрирование по методу хорд. Аналогично, интегрируя кривую скоростей на угле, получаем кривую перемещений центра ролика толкателя, т. е., масштаб перемещений на графике определим по максимальному перемещению центра ролика толкателя:



Берем отрезок и, тогда масштабы скоростей и ускорений графиков получаем, используя формулы:

Ординаты графиков скоростей и ускорений на угле определяем пересчетом соответствующих ординат графиков на угле:

Графики скоростей и ускорений на угле могут быть получены графическим дифференцированием графика перемещений на этом угле с использованием тех же отрезков и ha. Полученный график перемещений используем для профилирования кулачка.

Так как кулачок удобно построить в масштабе мм., то график перемещений с масштабом необходимо перевести в масштаб:

4.2 Определение минимального радиуса кулачка

Уменьшение минимального радиуса дискового кулачка или среднего радиуса цилиндрического кулачка при прочих равных условиях ведет к увеличению углов давления. Для обеспечения надежной работы кулачкового механизма необходимо, чтобы угол давления б ни в одном из положений не приближался к значениям, при которых возможно заклинивание механизма или значительное понижение его КПД. Для построения диаграммы из произвольной точки О. На этой прямой отмечаем точку 0-0/ - начальное положение центра толкателя. От точки (0-0/), пользуясь линейкой, переносим на прямую деления отрезка, размечая траекторию центра ролика при его удалении от центра кулачка. Из полученных точек (0-0/) и до (12-12/) проводим лучи, которые определяют положения толкателя, соответствующие выбранным углам поворота кулачка.

На лучах откладываем отрезки аналогов скоростей, как на фазе удаления, так и на фазе приближении, рассчитанные следующим образом:

Направление, в котором надо откладывать отрезок, определяется направлением вращения кулачка. В данном случае кулачок вращается по часовой стрелке. Условием является:

Табл. - Определение параметров для построения цикловой диаграммы:

4.3 Профилирование кулачка

Для построения профиля кулачка применяется метод обращения движения. Всему механизму сообщается дополнительное, обратное движение кулачка. В результате двух движений кулачок останавливается, стойка совершает движение, обратное движению кулачка, а толкатель совершает сложное движение: он движется вместе со стойкой и относительно стойки по заданному закону. Профилирование выполняется в следующем порядке:

1) строим в начальном положении и размечаем абсолютную траекторию точки А; рычажной механизм зубчатый

2) применяя метод обращения движения, находим относительные положения точки стойки;

3) находим относительные положения центра ролика А и строим теоретический (центровой) профиль кулачка;

4) строим относительные положения рабочей поверхности толкателя и получаем практический профиль кулачка как их огибающую.

Рабочий профиль кулачка есть кривая, отстоящая от теоретического профиля на расстоянии, равном радиусу ролика. Для построения практического профиля из произвольных точек теоретического профиля, как из центров, описываем дуги радиусом ролика. Огибающая этих дуг будет практическим (рабочим) профилем кулачка.

Радиус ролика определяем по формуле:



Список использованной литературы

1. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. М.: “Высшая школа”, 1986.

2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., 1975.

3. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Киев.: “Высшая школа”, 1970.

4. Методические указания к курсовому проектированию по теории механизмов и машин (зубчатые передачи, профилирование кулачка) / Под ред. Иванова Е.Г. / Чуваш. ун-т. Чебоксары, 1977.

5. Теория машин и механизмов (синтез механизма). Методические указания к курсовому проекту / Под ред. Иванова Е.Г. / Чуваш. ун-т. Чебоксары, 1979.

6. Теория машин и механизмов. Кинематический и силовой расчет. Динамическое исследование. Методические указания к курсовому проекту / Под ред. Авдониной В.А. / Чуваш. ун-т. Чебоксары, 1986.

7. Фролов К.В. “Теория механизмов и машин”, М., 1986.

Размещено на Allbest.ru