Механизм насоса с качающейся кулисой

Титульные листы.docx

Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
МОГИЛЕВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПРОДОВОЛЬСТВИЯ
Кафедра прикладной механики
МЕХАНИЗМ НАСОСА С КАЧАЮЩЕЙСЯ КУЛИСОЙ
по дисциплине «Теория механизмов и машин»
Специальность 1 36 20 01 Низкотемпературная техника
ст. преподаватель студентка группы НТ-081
Пояснительная записка к курсовому проекту

Записка.docx

Динамический синтез рычажного механизма по заданному коэффициенту неравномерности хода машины4
1 Задачи динамического синтеза рычажных механизмов5
2 Структурный анализ механизма7
3 Метрический синтез рычажного механизма9
4 Построение повернутых планов скоростей10
5 Описание динамической модели машинного агрегата. Определение приведенных сил и моментов сопротивления15
6 Определение приведенной силы сопротивления16
7 Определение приведенного момента сопротивления17
8 Определение кинетической энергии механизма18
9 Определение приведенного момента инерции19
10 Определение момента инерции маховика20
11 Определение погрешности вычислений21
Динамический анализ рычажного механизма22
1 Построение плана ускорений22
2 Определение инерционной нагрузки звеньев25
3 Расчет диады II2(45)26
4 Расчет диады II2(23)27
5 Расчет кривошипа28
6 Определение уравновешивающей силы методом рычага Жуковского29
7 Определение мощностей29
Синтез и анализ зубчатых механизмов31
1 Геометрический расчет рядовой цилиндрической зубчатой передачи31
2 Синтез и анализ планетарного механизма35
Синтез кулачкового механизма38
1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов38
2 Определение минимального радиуса кулачка и построение профиля кулачка39
Список использованных источников41
Механизм насоса с качающейся кулисой применяется для перекачивания или откачки жидкости. Подача жидкости регулируется автоматически за счёт кулачкового механизма.
Поршень насоса получает возвратно-поступательное движение в цилиндре от электродвигателя через планетарный редуктор и шарнирно-стержневой механизм. При движении поршня вверх осуществляется рабочий ход а при движении поршня вниз – холостой. Механизм насоса с качающейся кулисой – одностороннего действия.
Динамический синтез рычажного механизма по заданному коэффициенту неравномерности хода машины
Рисунок 1 - Схема рычажного механизма насоса
длина хода ползуна Н = 255 мм;
коэффициент изменения скорости к = 165;
межосевое расстояние О1О2
сила полезного сопротивления Qпс = 3550 Н;
число оборотов кривошипа n кр = 69 обмин;
число оборотов двигателя n дв = 1800 обмин;
масса кулисы m3 = 37 кг;
масса ползуна m5 = 30 кг;
момент инерции двигателя Jдв = 015 кг м2;
момент инерции кривошипа = 15 кг м2;
коэффициент неравномерности хода = 120;
диаметр цапф d = 50 мм;
коэффициент трения f = 013.
Рисунок 2 – График сил сопротивления
1 Задачи динамического синтеза рычажных механизмов
При динамическом синтезе рычажных механизмов стоят две задачи: метрический синтез недостающих размеров звеньев и вторая задача проектирование маховика который необходимо установить на входном звене рычажного механизма с целью уменьшения колебаний угловой скорости входного звена.
Колебания угловой скорости вызывают динамическое давление в кинематических парах могут вызвать упругие колебания звеньев ухудшают условия протекания технологического процесса. Неравномерность хода машины и неравномерность движения главного вала оценивается коэффициентом неравномерности хода машины.
где - коэффициент неравномерности хода машины;
ср - среднее значение угловой скорости.
Колебания угловой скорости обуславливается двумя причинами:
а) несовпадение законов изменения приведенных движущих сил и сил сопротивления;
б) изменяемость приведенного момента.
Применением маховых колес решается задача регулирования непериодических колебаний угловых скоростей.
Подобранный маховик должен аккумулировать приращение кинетической энергии когда работа движущих сил больше сил сопротивления (Ад>Ас) и отдавать кинетическую энергию при (АдАс).
Рисунок 3 - Колебания угловой скорости.
Сравнительной оценкой динамических свойств машины в период установившегося движения является коэффициент динамичности:
где К – коэффициент динамичности;
–максимальная или минимальная величина углового ускорения радс2.
Уменьшение коэффициента неравномерности хода возможна при уменьшении постоянной составляющей приведенного момента инерции механизма что может быть достигнуто установкой дополнительной маховой массой которая конструктивно выполняется в виде маховика.
Маховик пассивная круглая деталь устанавливаемая на ведущем валу машины для уменьшения неравномерности его вращения при установившемся движении. Маховик представляет собой колесо с тяжелым ободом соединенным со ступицей прямыми спицами или сплошным диском. Установившееся движение большинства машин характеризуется периодическими колебаниями угловой скорости входного звена. Это обусловлено с одной стороны особенностями конструкции машин например наличием в кинематической цепи кривошипноползунного механизма а с другой периодическим изменением соотношений между движущими силами и силами сопротивления например во время холостого и рабочего ходов. Накапливая кинематическую энергию при ускорении и отдавая ее при замедлении маховик уменьшает неравномерность вращения вала до величины допускаемой по условиям нормальной работы машины.
2Структурный анализ механизма
Механизмом называется такая кинематическая цепь в которой при заданном движении одного или нескольких звеньев относительно любого из них все остальные звенья совершают однозначно определяемые движения.
Звено - одно тело или несколько тел жестко соединенных между собой.
Кинематическая пара - соединение 2-х звеньев допускающее их относительное движение.
Механизм насоса состоит из пяти подвижных звеньев: - кривошипа 1 кулисного камня 2 кулисы 3 кулисного камня 4 ползуна 5 и неподвижной стойки 0.
Кинематические пары механизма: О1 О2 А В5 – вращательные;В3 Е – поступательные.
Число степеней свобод определяем по формуле Чебышева:
где n = 5 – число подвижных звеньев;
p5 = 7 – число одноподвижных звеньев;
p4 = 0 – число двухподвижных звеньев.
Степень свободы равна единице следовательно механизм имеет одно входное звено.
Строим заменяющую схему механизма для чего:
ползуны кулисные камни заменяем рычагами;
поступательные пары заменим вращательными;
звенья соединенные с тремя другими изобразим в виде треугольного контура.
Рисунок 4 – Заменяющая схема механизма
Разобьем механизм на структурные группы запишем структурную формулу механизма и определим его класс и порядок:
I(01) II2(23) II2(45) (механизм 2 класса 2 порядка).
Рассмотрим каждую структурную группу в отдельности определив степень свободы для каждой из них:
Рисунок 5 – Диады в отсоединенном виде
3Метрический синтез рычажного механизма
По коэффициенту производительности определяем угол качания кулисы φ:
Из прямоугольного треугольника О1О2А0 получаем:
Расстояние Х определим исходя из заданного хода ползуна:
Длины кулисы О2В и О2D определяем конструктивно:
Из условия для угла рабочего хода кривошипа φр.х. ≥ 1800 определяем начальное крайнее положение механизма и методом засечек строим планы положений всех звеньев. Масштабный коэффициент построений = 0004
Длины звеньев в выбранном масштабе:
4Построение повернутых планов скоростей
Планом скоростей называется плоский пучок лучи которого изображают абсолютные скорости точек звена а отрезки соединяющие концы этих лучей изображают относительные скорости между отдельными точками звена.
Планом скоростей механизма называется совокупность планов скоростей отдельных звеньев механизма с одним общим полюсом.
Построение планов скоростей начинаем с входного звена в порядке подсоединения структурных групп.
План скоростей необходим:
для определения скоростей точек;
для определения угловых скоростей точек;
для использования в качестве рычагов Жуковского для определения приведенной силы сопротивления.
В связи с этим планы скоростей стоим повернутыми на 900.
Определяем угловую скорость кривошипа 1 по формуле (1.14):
где n кр частота вращения кривошипа 1 обмин.
Определяем линейную скорость точки А конца кривошипа по формуле (1.15):
где длина кривошипа м.
Масштабный коэффициент скоростей V определяется по формуле (1.16):
где VA линейная скорость точки А мс;
ра – отрезок изображающий скорость точки А на плане скоростей мм.
Для определения скорости внутренней точкидиады II2(23) составляем систему двух векторных уравнений выражая скорость точкичерез известные скорости внешних точек А и О2 ( = 0 мс):
где относительная скорость точкикулисы 3 в поступательном движении относительно точки А на камне 2;
скорость точкиво вращательном движении относительно центра вращения О2.
Решаем систему уравнений графически:
Для первого положения механизма имеем:
Скорость точек В С3 и D принадлежащих кулисе 3 определяем по свойству подобия:
Для первого положения механизма имеем:
VB = 53 002 = 106 мс.
VD = 24 002 = 048 мс.
Для определения скорости точки C5 внутренней точки диады II2(45) составляем систему двух векторных уравнений выражая скорость внутренней точки диады через известные скорости внешних точек C3 и Е ( = 0 мс):
где относительная поступательная скорость точки С5 ползуна 5 относительно точки С3 коромысла 3.;
относительная поступательная скорость точки С5 относительно точки Е.
Решаем систему векторных уравнений графически:
Угловую скорость кулисы 3 определим по формуле:
Концы векторов и определяющих скорости центров тяжести кулисы 3 расположены в соответствии с теоремой подобия на серединах отрезков pb и рd плана скоростей.
Значения абсолютных и относительных скоростей точек механизма в остальных положениях механизма запишем в таблицу 1. Значения угловой скорости кулисы 3 – в таблицу 2.
Таблица 1 Значения скоростей точек механизма в мс
Номера положений механизма
Таблица 2 Значения угловой скорости кулисы 3 в радс
5 Описание динамической модели машинного агрегата. Определение приведенных сил и моментов сопротивления
Под машинным агрегатом понимается совокупность механизмов двигателя передаточных механизмов и механизмов рабочей машины.
Для определения приведенной силы сопротивления необходимо весь машинный агрегат заменить динамической моделью.
Рисунок 6 - Схема привода машинного агрегата
Рисунок 7 - Динамическая модель
Приведенная сила (РП) - сила условно приложенная к точке приведения работа которой на нее элементарном перемещении равна сумме работ всех сил и пар сил действующих на звенья механизма.
Приведенный момент инерции - это есть момент инерции вращающегося тела вместе со звеном О1А кинетическая энергия которого в каждом рассматриваемом положении механизма равна сумме кинетических энергий всех его звеньев.
Приведенные моменты инерции Jп машинного агрегата могут быть или постоянными или зависящими от положения начального звена. В нашем случае Jп зависит от угла поворота начального звена.
В большинстве технических задач приведенный момент движущих сил и приведенный момент сил сопротивления задаются в виде графиков. В виде графика также задается и приведенный момент инерции. Поэтому решение уравнений движений механизма ведется графочисленными методами. При графочисленном решении уравнений движения удобно применить уравнение кинетической энергии. Для этого используется диаграмма устанавливающая связь между кинетической энергией Т и приведенным моментом инерции Jп.
6Определение приведенной силы сопротивления
Приведенную силу РП приложенную в точке А перпендикулярно кривошипу найдём из условия равенства момента приведенной силы сопротивления относительно полюса рычага Жуковского сумме моментов силы сопротивления и сил тяжести звеньев относительно того же полюса.
Массу кулисы 3 распределяем пропорционально длинам его звеньев:
Рассчитаем вес звеньев:
G3’ = m3’ g = 2541 981 = 24927 H; (1.35)
G3” = m3” g = 1159 981 = 11370 H; (1.36)
G5 = m5 g = 30 981 = 29430 H. (1.37)
Из плана скоростей для первого положения механизма имеем:
Данные вычислений для остальных положений механизма заносим в таблицу 3.
Таблица 3 Значения приведенных сил сопротивления в Н
7Определение приведенного момента сопротивления
Приведенный момент сопротивления определим по формуле (1.39):
Данные вычислений заносим в таблицу 4.
Таблица 4 Значения приведенных моментов сопротивления в Н м
По полученным результатам строим график . При построении графика приведенный момент сил сопротивления считается положительным если его направление противоположно вращению кривошипа.
Масштабные коэффициенты:
где L – отрезок на оси абсцисс 1 соответствующий одному рабочему циклу мм.
где уmax – максимальная ордината графика мм.
Методом графического интегрирования по методу хорд графика строим диаграмму работ сил сопротивления . Полюсное расстояние h = 625 мм.
Масштаб диаграммы работ определяем по формуле (1.41):
Так как приведенный момент движущих сил то диаграмма работ - прямая линия. При установившемся движении за цикл работа движущих сил равна работе всех сил сопротивлений. Следовательно соединив начало координат диаграммы с её конечной точкой прямой линией получаем диаграмму . Если графически продифференцировать эту диаграмму то получим прямую параллельную оси абсцисс. Эта прямая является диаграммой приведенных моментов движущих сил .
Для построения диаграммы приращения кинетической энергии машины вычитаем алгебраически из ординат диаграммы ординаты диаграммы . Принимаем
8Определение кинетической энергии механизма
Рассчитаем моменты инерции кулисы 3 относительно центра вращения.
Кинетическую энергию механизма определим по формуле:
Результаты расчётов для остальных положений механизма заносим в таблицу 5.
Таблица 5 Значения кинетической энергии механизма в Дж
9Определение приведенного момента инерции
За звено приведения выбираем кривошип. Приведенный момент инерции рассчитаем для каждого положения механизма по формуле:
Результаты расчётов для остальных положений механизма заносим в таблицу 6.
Таблица 6 Значения приведенного момента инерции в кг м2
По поученным значениям строим график . Масштабный коэффициент: J = 01
Методом исключения общего переменного из графиков и строим кривую Виттенбауэра
10Определение момента инерции маховика
По заданному коэффициенту неравномерности вращения кривошипа 1 и средней угловой скорости СР = 1 определяем углы наклона касательной к кривой Виттенбауэра max и min по формулам:
Избыточная работа механизма:
где [ab] – отрезок на графике отсекаемый касательными к графику на оси ординат мм.
Момент инерции маховика определим по формуле (1.51):
Для наиболее нагруженного положения механизма (положение 5) определяем угловое ускорение кривошипа по формуле (1.52):
где - угол между касательной проведенной к кривой в исследуемом положении и положительным направлением оси 1 град.
Коэффициент динамичности определяем по формуле (1.53):
11Определение погрешности вычислений
Динамический анализ рычажного механизма
1Построение плана ускорений
Определяем ускорение точки А кривошипа 1 по формуле (2.1):
Выбираем масштабный коэффициент плана ускорений a:
где нормальное ускорение точки А кривошипа 1 мс2;
n1 отрезок изображающий нормальное ускорение точки А на плане ускорений мм.
Вектор направлен параллельно кривошипу к центру его вращения.
Тангенциальное ускорение точки А изображаем отрезком n1a направленным перпендикулярно кривошипу.
Для определения ускорения внутренней точкидиады II2(23) составляем систему двух векторных уравнений выражая неизвестное ускорение точкичерез известные ускорения внешних точек А и О2 ( = 0 мс2):
где ускорение Кориолиса между точкамии А лежащими на разных звеньях которые обладают общей угловой скоростью и движутся относительно друг друга;
относительное касательное ускорение в поступательном движении внутренней точки диадыотносительно внешней точки А;
относительное нормальное ускорение точкиво вращательном движении относительно точки О2;
относительное касательное ускорение точкиво вращательном движении относительно точки О2.
Величину относительного нормального ускорения определяем по формуле (2.5):
На плане ускорений изображаем его отрезком:
Величина Кориолисова ускорения для плоских механизмов определяется по формуле (2.6):
Направление Кориолисова ускорения определяется поворотом на 900 вектора относительной скорости в сторону вращения кулисы.
Теперь решаем систему векторных уравнений графически
Ускорения точек В С3 и D принадлежащих кулисе 3 определяем по свойству подобия:
аВ = b V = 47 01 = 470 мс2. (2.9)
аD = d V = 21 01 = 210 мс2. (2.15)
Для определения ускорения внутренней точки C5 диады II2(45) составляем систему двух векторных уравнений её движения выражая ускорение точки C5 через известные ускорения внешних точек диады C3 и Е (аЕ = 0 мс2):
где ускорение Кориолиса между точками С5 и С3 лежащими на разных звеньях которые обладают общей угловой скоростью и движутся относительно друг друга;
относительное касательное ускорение в поступательном движении внутренней точки диады С5 относительно внешней точки С3.
Величину Кориолисова ускорения определим по формуле (2.17):
На плане ускорений изображаем отрезком:
Теперь решаем систему векторных уравнений графически:
Концы векторов и определяющих ускорения центров тяжести кулисы 3 расположены в соответствии с теоремой подобия на серединах отрезков b и d плана ускорения.
Угловое ускорение кулисы 3 определим по формуле (2.18):
2Определение инерционной нагрузки звеньев
Вычисляем силы инерции звеньев механизма.
Момент инерции кривошипа:
Для кулисы 3 силы и в целях компенсации моментов сил инерции прикладываем в центрах качаний на расстояниях О2К3’ и О2К” равных 23 длины звеньев О2В и О2D.
3Расчет диады II2(45)
Начинаем силовой расчет с диады II2(45) для которой известна внешняя сила Qпс.
Изображаем диаду со всеми приложенными к ней силами. Действие отброшенных связей заменяем реакциями связей и которые подлежат определению.
Составляем условие равновесия диады II2(45) приравнивая нулю векторную сумму всех сил действующих на группу:
Уравнение содержит две неизвестные величины реакций R50 R43 и решается графически.
Строим план сил на основе уравнения равновесия. Для построения плана выбираем масштаб сил P:
Считаем отрезки плана сил в мм:
Реакцию во внутреннем шарнире С5 определим из условия равновесия звена 4:
4Расчет диады II2(23)
Изображаем кулису 3 со всеми приложенными к ней силами.
Действие отброшенных звеньев заменяем действием реакций связей и которые требуется определить. Действие отброшенного четвертого звена на третье известно: реакция R34 равна по величине и противоположно направлена реакции R43 которая уже определена из плана сил диады II2(45).
Составляем условие равновесия кулисы 3:
Анализируем уравнение. Оно содержит три неизвестных: модуль реакции R32 модуль и направление реакции R30. Значит графически оно не решается.
Реакцию R32 определим аналитически из уравнения моментов сил звена 3 относительно точки О2:
Теперь уравнение равновесия содержит два неизвестных следовательно графически оно решается. Строим план сил кулисы 3 по уравнению её равновесия.сил Р = 15
Реакцию R21 находим из условия равновесия кулисного камня 2:
Силовой расчет кривошипа состоит в поиске реакции стойки на кривошип и уравновешивающей силы имитирующей действие силы со стороны двигателя на кривошип. Реакция известна так как . Величину Ру определим из уравнения моментов сил относительно точки О1 кривошипа:
Реакцию стойки на звено 1 определим из условия равновесия кривошипа:
По уравнению равновесия строим план сил.сил Р = 5
6Определение уравновешивающей силы методом рычага Жуковского
Переносим в соответствующие точки повернутого на 900 плана скоростей все приложенные к механизму внешние силы (включая Ру’) и силы инерции. План скоростей рассматриваем как жесткий рычаг с опорой в полюсе находящийся под действием приложенных сил в состоянии равновесия. Момент инерции кривошипа 1 заменяем парами сил:
Составляем уравнение равновесия в форме суммы моментов сил относительно полюса плана скоростей и определяем Ру’.
7Определение мощностей
Определяем потери мощности на трение в кинематических парах.
Мощность от силы трения в поступательных парах:
Мощность во вращательных парах:
где f коэффициент трения;
f ' = (12 15)f приведенный коэффициент трения;
R реакция в кинематической паре Н;
rЦ радиус цапфы кинематической пары м.
Суммарная мощность трения:
NТР = Ni = N50 + N45 + N43 + N30 + N32 + N21 + N10 = 5177 + 3182 + 5051 +
+ 3710 + 15634 + 3652 + 2489 = 38895 Вт.
Полная мощность механизма:
N = 175122 + 38895 = 214017 Вт.
NДВ = 11 N = 11 214017 = 235419 Вт.
Принимаем мощность двигателя 25 кВт.
Синтез и анализ зубчатых механизмов
коэффициент высоты головки зуба
коэффициент радиального зазора с = 025;
угол профиля исходного контура = 200;
число зубьев колеса 5 Z5 = 14;
число зубьев колеса 6 Z6 = 28;
модуль зубчатых колёс m = 7 мм;
знак передаточного отношения редуктора “-”.
1Геометрический расчет рядовой цилиндрической зубчатой передачи
Минимальный коэффициент смещения Х:
Z5 + Z6 = 14 + 28 = 42 > 34; Z5 = 14 17 Х6 = Х5; (3.1)
Делительное межосевое расстояние а:
Межосевое расстояние аw:
Коэффициент воспринимаемого смещения у:
Коэффициент уравнительного смещения у:
Делительная высота головки зуба h а:
Делительная высота ножки зуба hf:
Радиус делительной окружности r:
Радиус основной окружности rb:
Радиус начальной окружности rw:
Радиус окружности вершин ra:
Радиус окружности впадин rf:
Толщина зуба по делительной окружности S:
Толщина зуба по основной окружности Sb:
Толщина зуба по начальной окружности SW:
Угол профиля зуба по окружности вершин :
Толщина зуба по окружности вершин Sa:
Делительный шаг зубьев Р:
Р = m = 7 = 2199 мм. (3.25)
Основной шаг зубьев Рb:
Рb = m cos = 7 cos200 = 2066 мм. (3.26)
Радиус переходной поверхности f:
f = 04 m = 04 7 = 280 мм. (3.27)
Угловой шаг зубьев :
Радиус кривизны эвольвенты по вершине зуба a:
Длина линии зацепления g:
Длина активной линии зацепления g:
По результатам расчетов строим картину эвольвентного зацепления. Масштабный коэффициент построений L = 000025
Коэффициент перекрытия аналитический:
Коэффициент перекрытия графический:
2Синтез и анализ планетарного механизма
Рисунок 8 – Кинематическая схема планетарного редуктора
2.1Синтез планетарного редуктора
Определяем общее передаточное отношение привода:
Определяем передаточное отношение простой ступени:
Определяем передаточное отношение планетарной ступени:
Запишем формулу Виллиса для определения передаточного отношения планетарного механизма в обращенном движении:
Выразим передаточное отношение через числа зубьев колес:
Из условия соосности определим неизвестные числа зубьев колес:
Z1 Z2 = Z3 + Z4. (3.43)
Z1 Z2 = 2 – 1 = 1; (3.44)
Z3 + Z4 = 1 + 24 = 25. (3.45)
Для того чтобы выполнялось условие соосности умножим первое уравнение на 375 а второе на 15 и получим:
Z1 = 750; Z2 = 375; Z3 = 15; Z4 = 360.
Считаем диаметры всех колес:
Вычерчиваем кинематическую схему зубчатого механизма. Масштабный коэффициент построений L = 002
2.2Построение плана скоростей и частот вращения звеньев
комбинированного зубчатого механизма
Для построения плана скоростей определяем скорость точки А колеса 1:
Выбираем масштабный коэффициент построения плана скоростей:
Масштабный коэффициент плана скоростей:
Из плана частот вращения имеем:
Правильность построений проверяем аналитическим расчетом частот вращения колес.
n6 = nкр = 69 обмин.
Синтез кулачкового механизма
рабочий угол кулачка р =3000;
максимальный подъём толкателя h = 20 мм;
Рисунок 9 - Диаграмма движения выходного звена:
1Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов
Графическим интегрированием по методу хорд получаем из графика V = f(t) график S = f(t). График a = f(t) получаем методом графического дифференцирования графика V = f(t). Графики a = f(V) a = f(S) V = f(S) получаем методом исключения общего переменного.
где ySmax максимальная ордината на графике S = f (t) мм.
где хt длина отрезка на оси абсцисс графика S = f (t) мм;
где h1 – полюсное расстояние на графике V = f (t) мм.
где h2 – полюсное расстояние на графике a = f (t) мм.
2Определение минимального радиуса кулачка и построение профиля кулачка
Для определения минимального радиуса кулачка необходимо построить график изменения приведенного ускорения толкателя в зависимости от его перемещения.
При построении графика значения перемещения толкателя и соответствующие им значения откладываем на графике в одном стандартном масштабе .
Значения перемещения толкателя и соответствующие им значения приведенных ускорений в принятом масштабе могут быть определены для каждого положения толкателя или аналитически или графически.
Перемещения толкателя в масштабе определим графически из графика S =
= f (t) на основании максимального перемещения толкателя:
Отрезки приведенных ускорений в принятом масштабе для каждого положения определим по формуле:
где ординаты графика а = f (t) мм;
Перемещения толкателя:
Отрезки приведенных ускорений:
По оси ординат откладываем а по оси абсцисс от соответствующих точек откладываем отрезки приведенных ускорений. Соединив концы этих отрезков плавной линией получаем график
К отрицательной части графика под углом 450 проводим касательную до пересечения её с осью ОS’ в точке О1. Увеличим отрезок ОО1 на величину 10 мм в масштабе и получаем точку О2. Расстояние ОО2 в масштабе представляет величину минимального радиуса кулачка т. е.:
Конструктивный радиус кулачка принимаем:
На окружности минимального радиуса R0 в обращенном движении откладываем рабочий угол кулачка и делим его на равные части. Через точки деления из центра А проводим лучи на которых от окружности R0 откладываем перемещения и т. д. соответствующие данным положениям толкателя. Через концы лучей проводим перпендикуляры т. е. положения тарелки толкателя в обращенном движении. Действительным профилем кулачка будет огибающая всех положений тарелки.
В одном из положений изображаем толкатель и все кинематические пары образованные подвижными звеньями между собой и со стойкой.
Список использованных источников
А. С. Кореняко и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Киев “Вища школа”. 1970. 332с.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под общей редакцией Г. Н. Девойно. Минск “Вышэйшая школа” 1986. – 286 с.
Теория механизмов и машин. Под редакцией К. З. Фролова. Москва. Высшая школа 1970. – 412 с.
А. А. Машков. Теория механизмов и машин. Минск “Вышэйшая школа”. 1971. – 472 с.
Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин. Москва. Наука 1988. – 640 с.

Лист 2.cdw

Планы сил кулисного камня 2
Планы сил кривошипа 1
Механизм насоса с качающейся кулисой

Лист 1.cdw

Повёрнутые планы скоростей
Механизм насоса с качающейся кулисой

Лист 3.cdw

Картина равносмещённого эвольвентного зубчатого зацепления
План скоростей планетарного механизма
Схема планетарного механизма
План частот вращения звеньев планетарного механизма
Параметры зубчатой передачи Z
Механизм насоса с качающейся кулисой

Лист 4.cdw

Определение минимального радиуса кулачка
Построение профиля кулачка
Механизм насоса с качающейся кулисой
Диаграммы движения толкателя