Механизм строгального станка с качающейся кулисой

list_1-2.dwg

Графики передаточных функций
Курсовой проект по ТММ
ДВС компрессорной установки
Задание N106 вариант В
СХЕМА И ПЛАН ПОЛОЖЕНИЙ МЕХАНИЗМА
Кинематическое исследование механизма
РАСЧЕТНАЯ СХЕМА МЕХАНИЗМА
Силовой анализ рычажного механизма
ПЛАН СИЛ ДИАДЫ 4-5 Кр=20Нмм
ПЛАН СИЛ ДИАДЫ 2-3 Кр=20Нмм
ПЛАН СИЛ КРИВОШИПА Кр=20Нмм
ДИАГРАММА СКОРОСТЕЙ ТОЧКИ С
ДИАГРАММА ПЕРЕМЕЩЕНИЙ
ДИАГРАММА УСКОРЕНИЙ ТОЧКИ С

Записка часть1.doc

1 СИНТЕЗ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА.
1Структурный анализ рычажного механизма
Рисунок 1.- Схема механизма
Н=400 мм. К=1.68 О1О2=300 мм. ВСВО2=0.3 nв=60 обмин.
Механизм состоит из пяти подвижных звеньев - кривошипа 1 кулисного камня 2 кулисы 3 шатуна 4 ползуна 5 и неподвижного звена (стойки 0). Все звенья соединяясь между собой образуют семь одноподвижных кинематических пар.
По формуле Чебышева определяем степень подвижности механизма
– число подвижных звеньев механизма;
– число одноподвижных кинематических пар;
– число двухподвижных кинематических пар.
Разлагаем механизм на механизм 1 класса и структурные группы.
(01) I- механизм 1 класса
Механизм относится ко второму классу формула его строения:
I (01) I I2 (23) I I2 (45)
2Определение недостающих размеров.
Рисунок 2.- Схема механизма в крайних положениях
-коэффициент производительности
.- угол поворота кривошипа при рабочем ходе
- угол поворота кривошипа при холостом ходе.
Подставив полученное выражение в формулу находим значение
Из прямоугольного треугольника определим длину кривошипа :
Из прямоугольного треугольника определим длину кулисы :
3Построение планов механизма.
Выбираем масштабный коэффициент длин:
Где - отрезок изображающий на чертеже . Принимаем .
Тогда ммм. Этот масштабный коэффициент соответствует чертежным стандартам. Находим длины остальных отрезков.
Наносим на чертеже центры неподвижных шарниров и . Затем радиусом строим окружность - траекторию точки А а также дугу окружности точки В описываемую кулисой 3. и вычерчиваем крайние положения механизма. Разделим кривошипную окружность на 12 частей за начало отсчета принимаем крайнее левое положение механизма соответствующее началу рабочего хода нумерацию остальных звеньев ведем в направлении вращения кривошипа (по часовой стрелке). Строим положения механизма методом засечек.
4 Построение планов скоростей.
По заданной частоте вращения кривошипа определим его угловую скорость по формуле:
где - частота вращения кривошипа обмин ;
- угловая скорость кривошипа радс ;
Определим линейную скорость конца кривошипа по формуле:
Выбираем масштабный коэффициент плана скоростей:
где - линейная скорость в точке А
- отрезок изображающий скорость точки А на плане скоростей мм
На чертеже из полюса плана скоростей перпендикулярно кривошипу в направлении
его вращения отрезком изображаем скорость в точке А.
Для построения плана скоростей для группы Асура(23) рассмотрим движение точкикулисы 3 по отношению к центру шарнира А а затем по отношению к точке О2 запишем соответственно 2 векторных уравнения:
Вектор скорости скольжения VA3a точкикулисы 3 относительно центра шарнира А направлен параллельно АО2 а вектор относительной скорости VA3O2 точкиво вращательном движении звена 3 вокруг точки О2- перпендикулярен к АО2.
Проведем через точку а на плане скоростей прямую параллельную АО2 а через полюс - прямую перпендикулярную к АО2. Точка пересечения этих прямых определит положение конца вектора абсолютной скорости точкикулисы. Точка b в соответствии с теоремой подобия должна находиться на продолжении отрезка . Длину отрезка pb найдем из пропорции: pb:pa3=O2B:O2A. Длину отрезка берем из плана скоростей а длину отрезка O2A- из плана механизма.
Рассмотрим группу Асура(45).
Решаем уравнения графически. Из точки В проводим прямую перпендикулярную звену ВС- направление относительной скорости а из полюса p прямую параллельную направляющей ползуна - направление относительной поступательной скорости . На их пересечении получаем точку С.
Величины скоростей определим умножая длины векторов на плане скоростей на масштабный коэффициент .
Данные занесем в таблицу 1.
Таблица1-Значение скоростей точек механизма.
5Построение планов ускорений.
Определяем ускорение точки А на кривошипе при условии что 1=const тогда
где 1- угловая скорость кривошипа радс;
Изобразим его отрезком . При этом масштабный коэффициент ускорений:
Вектор а проводим параллельно отрезку O1A в направлении от точки A к точке O1.
В группе Асура (23) известны ускорения точек А и О2. Определим сначала ускорение aA3 точкикулисы 3 совпадающей с центром шарнира А. Рассматривая движение точкикулисы относительно центра шарнира А а затем относительно центра вращения О2 кулисы запишем два векторных уравнения распределения ускорений:
Здесь ускорение определено ранее а. Кориолисово ускорение . На плане скоростей оно изображено отрезком .
Чтобы определить направление кориолисова ускорения необходимо вектор относительной скорости повернуть на 90° в направлении угловой скорости 3 кулисы 3.
Вектор относительного (регулятивного) ускорения точкикулисы 3 по отношению к центру шарнира А направлен параллельно АО2.
Вектор нормального ускорения точкивозникающего при вращении кулисы 3 относительно точки О2 направлен параллельно АО2 к центру О2.
На плане ускорений изображается отрезком
Вектор тангенциального ускорения точкив ее движении относительно точки О2 направлен перпендикулярно к линии АО2.
Чтобы решить графически векторные уравнения распределения ускорений надо из точки а отложить отрезок аk и через точку k провести прямую параллельную АО2 а из полюса w ( так как аО2=0) отложить отрезок и через точку n3 провести прямую перпендикулярную к АО2. На пересечении получим точку а3. Соединив полюс w с точкой а3 получим отрезок . В соответствии с теоремой подобия точка B на плане ускорений должна находиться на продолжении отрезка wа3. Длину отрезка wb найдем из пропорции: wb:wa3=O2B:O2A.
Переходим к построению плана ускорений другой структурной группы состоящей из звеньев 4 и 5. Определим ускорение точки С. Запишем два векторных уравнения:
Решаем уравнение графически. Для этого из конца вектора wb на плане ускорений параллельно звену CB и по направлению от точки С к точке В откладываем вектор bn4 изображающий в масштабе Ка нормальное ускорение точки С относительно точки В. Через точку n4 перпендикулярно к вектору bn4 проводим касательное ускорение .
Так как ускорение следовательно находится в полюсе w плана ускорений то касательное ускорение точки С в поступательном движении относительно стойки проводим из полюса w параллельно направляющей ползуна до пересечения с касательным ускорением . Точка пересечения с и будет концам вектора wc абсолютного ускорения точки С.
Величины ускорений определим умножая длины векторов на плане ускорений на масштабный коэффициент .
Данные занесем в таблицу 2.
Таблица 2-Значение ускорений точек механизма.
6Построение диаграмм движения выходного звена.
Для построения диаграммы перемещения выходного звена (ползуна) строим используя разметку выходного звена на планах механизма. Для этого на оси абсцисс графика откладываем от начала координат отрезок длиной 120 мм изображающий время одного оборота кривошипа и разбиваем его на 12 равных участков (012-1112); в каждом из этих положений по оси ординат откладываем в масштабе измеренные на планах механизма перемещения ползуна начиная от нулевого крайнего положения (00-10-2 0-110). Соединяем концы ординат на графике плавной кривой.
где - частота вращения кривошипа мин-1;
-отрезок по оси абсцисс изображающий время одного оборота кривошипа мм.
Масштаб перемещения принимаем равным масштабу длин планов механизма: ммм
Для построения диаграммы скоростей и ускорений используем метод графического дифференцирования.
Масштаб скорости на диаграмме :
Масштаб ускорений на диаграмме :
7Определение скоростей и ускорений центров масс звеньев ( для первого при рабочем ходе положения механизма).
Скорости и ускорения центров масс звеньев определим по теореме подобия для первого положения при рабочем ходе.
Величина скорости центра масс для звена 4:
где ps4- отрезок изображающий скорость центра масс звена 4 на плане скоростей мм.;
Kv – масштаб плана скоростей.
Величина ускорения центра масс 4-го звена:
где WS4 – отрезок(луч) изображающий ускорение точки S4 на плане ускорений;
Ka – масштаб плана ускорений.
8Определение угловых скоростей и ускорений звеньев механизма (для первого при рабочем ходе положения механизма).
Угловые скорости 3 4 звеньев 34 определим из отношения
где Vотн.- относительная скорость точек звена;
l – расстояние между точками (длина звена) м
Для четвертого звена:
Для определения угловой скорости звена нужно мысленно перенести из плана скоростей на звено вектор относительной скорости в соответствующую точку и посмотреть куда он стремится вращать звено. Направления угловых скоростей звеньев показаны на плане механизма круговыми стрелками.
Угловые ускорения 3 4 звеньев 34 определим из отношения:
где - относительное касательное ускорение точек звена мс2;
l- расстояние между точками на звене м.
Для определения направления угловых ускорений необходимо мысленно перенести из плана ускорений на звено векторы относительных касательных ускорений в соответствующие точки звеньев и посмотреть куда они стремятся вращать звенья.
9Определение относительных угловых скоростей звеньев.
Относительная угловая скорость звеньев образующих вращательную пару определяется по формуле:
В данном случае угловые скорости звеньев имеют одинаковое направление значит относительная угловая скорость равна абсолютной разности угловых скоростей звеньев
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА.
Исходные данные: кинематическая схема механизма план скоростей план ускорений.
Угловая скорость кривошипа радс.
Сила полезного сопротивления Q=2000 Н.
Массы звеньев m3=8 кг m4=4 кг m5=20 кг.
Коэффициент трения F=01
1Расчет сил инерции и сил тяжести.
Силы инерции звена приводим к главному вектору приложенному в центре масс:
где m – масса звена кг.
- ускорение центра масс .
- сила инерции звена Н
Силы инерции направлены противоположно ускорениям центров масс.
Вычисляем центральный момент инерции шатуна:
Вычисляем главный момент сил инерции шатуна по формуле:
где - центральный момент инерции ;
- угловое ускорение звена радс2;
- момент направленный противоположно ускорению.
Момент силы инерции направлен противоположно угловому ускорению шатуна.
Вычисляем силы тяжести звеньев:
Выше отмечалось что в строгальном станке кривошипом (звеном 1) служит зубчатое колесо Z6 сила тяжести которого:
где m1- масса зубчатого колеса
g- ускорение силы тяжести;
Массу m1 определяем через массу mв венца зубчатого колеса (она на 30% превышаем массу mв т.е. m1=13 mв). Массу венца определим приближенно по формуле:
где D- диаметр окружности впадин колеса 6 равный 0096 м
ρ- плотность материала колеса считая что колесо чугунное принимаем ρ=7100 кгм3.
S- площадь поперечного сечения венца колеса.
Приняв ширину колеса равной b=40 мм и высоту сечения венца и высоту сечения венца h=3m определим площадь S сечения венца: S=3mb=3*4*40=480 мм2=0 00048 м2.
Масса венца: mв=314*0096*000048*7100=102 кг.
а масса колеса: m1 13 * 102 = 13 кг.
Сила тяжести колеса 6: G1=13*9.8=13 Н.
Разбиваем механизм на группы Асура в соответствии с формулой строения
I (01) I I (23) I I (45).
Начинаем силовой расчет с самой удаленной от кривошипа диады.
2 Расчет диады (45).
Составляем расчётную схему диады (45). Изображаем диаду со всеми приложенными к ней силами. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями связей и которые подлежат определению. Реакцию направляем перпендикулярно линии движения ползуна. Величина этой силы неизвестна. Точка приложения - центр шарнира С как точка пересечения всех сил действующих на ползун 5.
Реакция - центр шарнира В. Реакцию разложим на две составляющие: нормальную составляющую действующую вдоль оси СВ и тангенсальную составляющую действующую перпендикулярно звену СВ.
Силу тяжести приложенную в центре масс S4 и момент М4 заменим результирующей силой U4 приложенной в точке Т4 звена на расстоянии h4 от линии действия U4:
В центре масс S4 помещаем силу. К звену 5 прикладываем силы Q U5 G5.
Расчетная схема готова. Приступаем к определению реакций.
Составляем уравнение равновесия диады (45) приравнивая к нулю векторную сумму всех сил действующих на группу.
Данное уравнение содержит три неизвестные: модули реакций R50 . Графически можно решить уравнение с двумя неизвестными для нахождения неизвестной силы составим сумму моментов сил звена 4 относительно точки С. Длины плеч берем в миллиметрах с чертежа.
Строим план сил. Выбираем масштаб сил Кр:
Считаем отрезки плана сил в миллиметрах:
На чертеже откладываем последовательно векторы в виде отрезков длины которых в миллиметрах соответствуют в масштабе . Сложив геометрически и получим реакцию в масштабе:
Реакция во внутреннем шарнире В определится из условия равновесия звена 5.
Реакция R54 неизвестна ни по величине ни по направлению. Для определения R54 следует замкнуть многоугольник сил звена 5. При построении плана сил диады (45) силы были сгруппированы по звеньям поэтому достаточно соединить конец вектора G5 с началом вектора R50. На чертеже реакция R45 показана пунктиром. Истинное значение реакции:
Расчет диады (45) окончен
3 Расчет диады (23).
Действие отброшенных звеньев заменяем действием связей R21 и R30 которые следует определить. Реакцию R21 направляем перпендикулярно линии движения ползуна. Модуль неизвестен. Действие отброшенного четвертого звена известно: R34 равна по величине и противоположно направлена реакции R43 которая определена из плана сил диады (45) и приложена в точке В.
Силу тяжести G3 наносим на диаду в центре масс стержня S3. Силу инерции U3 прикладываем в точке К расположенной на расстоянии 23 длины стержня. Силу инерции направляем противоположно ускорению центра масс согласно плану ускорений.
Составляем условие равновесия диады:
Составляем уравнение моментов сил относительно точки О2:
Строим план сил диады (23). Выбираем масштабный коэффициент .
Считаем отрезки плана сил:
Из плана сил находим: .
Внутреннюю силу R23 находим из условия равновесия ползуна 2. Составляем условия равновесия ползуна на который действуем только две силы R21 и R23. Эти силы равны и противоположно направлены:
Расчет диады (23) окончен.
В строгальном станке роль кривошипа выполняет зубчатое колесо. На него действуют следующие силы: R12 R10 сила тяжести G1 и уравновешивающая сила Py.
Линия действия уравновешивающей силы Py совпадает с направлением линии зацепления зубчатой пары 5-6 поэтому на чертеже плечо r0 силы Py относительно оси зубчатого колеса О2 равно масштабной величине радиуса r0 основной окружности колеса:
Величину уравновешивающей силы Py определим из уравнения:
Для определения реакции R10 решаем графически векторное уравнение всех сил действующих на ведущее звено:
Расчет кривошипа и механизма методом планов сил окончен.
5Определение уравновешивающей силы методом Жуковского.
Порядок определения уравновешивающей силы Ру следующий: строим план скоростей механизма повернутый на 90° переносим в соответствующие точки плана скоростей все силы механизма; план скоростей рассматриваем как жесткий рычаг с опорой в полюсе. Рычаг находится в равновесии под действием приложенный сил.
Составляем уравнение равновесия рычага в форме суммы моментов сил относительно полюса плана скоростей.
Сравнивая значения и найденные методом планов сил и методом рычага Жуковского находим погрешность расчета :
Мгновенная потребная мощность привода станка без учета потерь мощности на трение определится соотношением:
Мощность привода затрачиваемая на преодоление силы полезного сопротивления равна:
Потери мощности на трение во вращательных кинетических парах:
где R- реакция в кинематической паре
- коэффициент трения
-относительная угловая скорость звеньев образующих пару радс
rц –радиус цапфы rц=004м.
Потери мощности на трение в поступательных паре:
Суммарная мощность сил трения:
Мгновенная потребная мощность двигателя
7Расчет приведенного момента инерции.
Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий звеньев с заданными массами:
За звено приведения выбираем кривошип. Кинетическая энергия кривошипа опишется следующим образом:
Приведенный момент инерции подсчитаем из условия равенства кинетических энергий механизма и звена приведения.

Записка часть2.doc

3 СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА ПРИВОДА.
1Геометрический расчет цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи.
число зубьев шестерни =12 число зубьев колеса =24 модуль m=4 мм.
Нарезание проводится по методу обкатки инструментом реечного типа исходный контур которого имеет следующие параметры:
коэффициент высоты головки зуба
коэффициент радиально зазора .
Суммарное число зубьев:
Минимальный коэффициент смещения шестерни:
а коэффициент смещения колеса: ;
Угол профиля исходного контура :
Делительное межосевое расстояние: ;
Межосевое расстояние: ;
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Делительная высота головки зуба:
Делительная высота ножки зуба:
Делительный диаметр:
Делительная толщина зуба:
Начальная толщина зуба:
Основная толщина зуба:
Угол профиля по окружности вершин:
Толщина зуба по окружности вершин:
Коэффициент торцового перекрытия:
По результатам расчета строим картину неравносмещенного эвольвентного зацепления.
Выбираем масштабный коэффициент . Тогда высота зуба на чертеже будет h=45мм.
Определении коэффициента торцового перекрытия графически.
где ab – активная линия зацепления мм;
Р- делительный шаг мм
Сравниваем полученный результат с определенным аналитически:
2Синтез и анализ комбинированного зубчатого механизма.
Частота вращения вала двигателя
Частота вращения кривошипа
Номер схемы редуктора
Знак передаточного отношения -“
Движение передается от водила к шестому колесу.
Рисунок 3.- Схема редуктора.
Передаточное отношение простой ступени:
Общее передаточное отношение привода равно:
Передаточное отношение планетарной ступени:
Запишем формулу Виллиса для определения передаточного отношения планетарного механизма в обращенном движении:
где W1=0-опорное колесо.
Выразим передаточное отношение через числа зубьев колес:
Для того чтобы выполнялось условие соосности умножим первое уравнение на 8 а второе на 14 и получим:
3Построение плана скоростей и частот вращения звеньев комбинированного зубчатого механизма.
Определяем диаметры всех колес:
Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы механизма
Для построения плана скоростей определяем скорость точки принадлежащей ведущему звену (точка А).
где - расстояние от оси вращения до рассматриваемой точки.
Выбираем масштабный коэффициент построения плана скоростей:
где - отрезок изображающий скорость точки А на чертеже.
Построение выполняем в следующей последовательности.
Проводим линию полюсов P-P и сносим на нее характерные точки механизма. От линии полюсов откладываем отрезок равный 482 мм выражающий на чертеже скорость точки А. Так как закон распределения линейной скорости от радиуса колеса линейный соединяем точки О и а и получим линию Н распределения скоростей водила. Скорость точки В равна нулю ( мгновенный полюс скоростей). Точки В и А принадлежат сателлиту соединив их получим линию распределения скоростей 2-3 колес сателлита. Сносим на эту линию точку С принадлежащую сателлиту. Получим скорость этой точки которая также принадлежит и четвертому колесу. Зная скорость точки С принадлежащей четвертому колесу а также скорость оси вращения (равна нулю) и соединив их получим линию распределения скоростей четвертого и пятого колес. Сносим на эту линию точку D и определяем ее скорость. Точка D также принадлежит колесу 6. Соединив точку d и точку оси вращения шестого колеса получим линию распределения скоростей этого колеса.
4Построение плана частот вращения.
Для построения плана частот вращения выбираем масштабный коэффициент построения :
Проводим горизонтальную линию и из точки О восстанавливаем перпендикуляр. От точки О в выбранном масштабе откладываем отрезок О-Н равный 72 мм выражающий частоту вращения водила (двигателя) на чертеже. Затем из точки Н проводим линию параллельную линии скорости Н плана скоростей. На пересечении ее с перпендикуляром получим полюс построения Р. Из полюса проведем наклонные линии параллельные линиям 6 4-5 2-3 плана скоростей и получим отрезки на плане частот вращения 0-6 0-4 0-2 выражающие частоты вращения колес в миллиметрах. Для определения истинных величин частот умножим эти отрезки на масштабный коэффициент .
Правильность построения проверим аналитическим расчетом частот вращения колес.
Частота вращения 4 и 5 колес:
Частота вращения сателлита:
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА.
1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов.
- диаграмма движения выходного звена №3;
- частота вращения кривошипа
- угол размаха колебателя
- максимальный угол давления
- тип толкателя “б”;
- рабочий угол кулачка
Исходная диаграмма выходного звена:
Рисунок 4- Диаграмма движения выходного звена.
Прямым интегрированием графика методом хорд получим . Для этого делим график вертикалями на ряд участков и продолжая их вверх разобьем ось времени на такие же участки. Средние ординаты каждого участка кривой переносит на ось ординат. Полученные точки соединяем прямыми с произвольной точкой лежащей на продолжении оси абсцисс. У нас получились лучи 0-1 1-2 и т.д. Из начала координат искомого графика проводим отрезок параллельный лучу 0-1 до встречи с первой вертикалью (точка 1) из конца этого отрезка- новый отрезок параллельный лучу 1-2 до встречи со второй вертикалью и т.д. В результате получилась ломаная 0-1-2-3-4-5-6 представляющая собой хорды искомого графика. Соединив концы хорд плавной кривой построим искомый график .
Прямым дифференцированием графика методом хорд получим график . Проводим ординаты кривой получим точки деления на графике 0 1 2 и т.д. Соединив эти точки прямыми получим хорды 0-1 1-2 2-3 и т.д. Продолжив ординаты вниз разобьем ось времени на такие же участки. Далее откладываем по оси абсцисс влево от начала координат отрезок произвольной длины. Через конец этого отрезка ( точку Н2) проводим лучи параллельные хордам: луч 0-1 параллелен хорде 0-1 луч 1-2 параллелен хорде 1-2 и т.д. Отрезки на оси ординат отсекаемые этими лучами представляют собой средние ускорения участков. Ординату ускорения отсекаемую лучом 0-1 переносим в середину участка 0-1 ординату ускорения отсекаемую лучом 1-2- в середину участка 1-2 и т.д. Соединив полученные точки плавной кривой получим искомый график .
Для получения остальных графиков используем метод исключения общего переменного .
2Определение масштабных коэффициентов графиков.
Масштабный коэффициент углового перемещения колебателя:
где – максимальная ордината графика соответствующая заданному углу размаха колебателя мм.
Масштабный коэффициент времени:
где - рабочий угол профиля кулачка град;
- частота вращения кулачка;
- длина отрезка на оси абсцисс графика изображающая время поворота кулачка на рабочий угол мм;
Масштабный коэффициент угловой скорости колебателя:
где H1- полюсное расстояние на графике ;
- масштабный коэффициент времени;
Масштабный коэффициент углового ускорения колебателя:
где- полюсное расстояние на графике ;
- масштабный коэффициент времени.
3Выбор минимального радиуса кулачка.
Для получения минимального радиуса строим совмещенный график . Этот график строим в стандартном масштабе Откладываем из точки А длину колебателя АВ в масштабе и строим угол размаха колебателя . Определим линейное перемещение конца колебателя:
Разделим ось графика на равные части и графическим построением на графике определяем линейные перемещения конца колебателя соответствующие положениям 012 и т.д. Перемещение конца колебателя 0-1 1-2 и т.д. переносим на дугу центрального угла размаха колебателя и через эти точки деления из центра А проводим лучи А-0 А-1 и т.д.
Определяем приведенные скорости конца колебателя соответствующие перемещения колебателя в положениях 0123 и т.д. Для этого найдем в масштабе максимальную приведенную скорость конца колебателя:
Определяем угловую скорость кулачка:
Для остальных положений отрезки приведенной скорости определим графически. Через начало координат графика под произвольным углом к оси графика проводим прямую АВ и на этой прямой от начала координат отложим отрезок максимальной приведенной скорости .
На лучах А-1 А-2 и т.д. графика откладываем от дуги приведенные скорости и соединив концы из плавной кривой получим график . На концах приведенных скоростей во всех положениях колебателя строим угол давления и определяем минимальный радиус кулачка:
4Построение профиля кулачка
В масштабе из центра строим две окружности: минимального радиуса и радиусом (расстояние между осями вращения кулачка и колебателя определили графически). От точки А на окружности радиуса в противоположную сторону угловой скорости кулачка откладываем рабочий угол кулачка и делим его на несколько равных частей и т.д. как разделен график . Из точки А радиусом равным длине колебателя в масштабе от окружности минимального радиуса строим дугу угла размаха колебателя перенося разметку положений конца колебателя 012 и т.д.
Из центра через точки 012.. на дуге колебателя радиусами 0-1 0-2 проводим концентрические окружности а из точек на этих окружностях длиной колебателя в масштабе делаем засечку и получаем точки 023 Соединив точки плавной кривой получаем центровой профиль кулачка. Выбираем радиус ролика . Методом обкатки центрового профиля радиусом r строим действительный профиль кулачка и изображаем тип толкателя.
5 Определение максимальной линейной скорости и ускорения конца колебателя.
Максимальная линейная скорость колебателя:
где -максимальная ордината угловой скорости на графике мм;
L – длина колебателя м.
Максимальное угловое ускорение колебателя:
где - максимальная ордината углового ускорения на графике мм;
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под общ. ред. Г. Н. Девойно. – Мн.: Выш. шк. 1986.-286 с.
Юдин В.А. Барсов Г.А. Чупин Ю.Н. Сборник задач по теории механизмов и машин: Учеб. пособие. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. школа 1982.-215 с. ил.
Синтез и кинематический анализ рычажных механизмов. Методические указания к курсовому проектированию по курсу ТММ для студентов заочного обучения механических специальностей. Могилев 2005.
Силовой анализ механизмов. Методические указания к курсовому проектированию по курсу ТММ для студентов заочного обучения механических специальностей. Могилев 2005.
ГОСТ 2.101-68. Единая система конструкторской документации.
Проектирование и кинематическое исследование зубчатого механизма. Методические указания по курсовому проектированию для студентов механических специальностей. Могилев 2004.
ГОСТ 16532-70. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления.
Теория механизмов и машин. Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальностей 1-36 01 01 1-36 01 03 1-36 01 06 1-37 01 06 1-36 11 01. Проектирование кулачкового механизма. Могилев 2005.
Кореняко А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. – Киев: Вища шк. 1970. -332 с.

list_3-4.dwg

Графики передаточных функций
Курсовой проект по ТММ
ДВС компрессорной установки
Задание N106 вариант В
Силовой анализ зубчатых механизмов
НЕРАВНОСМЕЩЕННОЕ ЗУБЧАТОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ
Схема и план скоростей комбинированного зубчатого механизма
План частот вращения
Схема кулачкового механизма
График приведенных скоростей К'l=0.001 ммм
Диаграммы движения колебателя
Синтез и анализ кулачкового механизма

Содержание.doc

Синтез и кинематический анализ рычажного механизма. 3
1 Структурный анализ рычажного механизма 3
2 Определение недостающих размеров. 4
3 Построение планов механизма. 5
4 Построение планов скоростей. 6
5 Построение планов ускорений. 7
6 Построение диаграмм движения выходного звена. 9
7 Определение скоростей и ускорений центров масс звеньев 10
8 Определение угловых скоростей и ускорений звеньев механизма. 10
9 Определение относительных угловых скоростей звеньев. 11
Силовой анализ рычажного механизма. 12
1 Расчет сил инерции и сил тяжести. 12
2 Расчет диады (45). 13
3 Расчёт диады (23). 15
4 Расчёт кривошипа. 16
5 Определение уравновешивающей силы метод Жуковского. 16
6 Расчет мощности. 17
7 Расчет приведенного момента инерции. 17
Синтез зубчатого зацепления и планетарного механизма привода. 19
1. Геометрический расчет цилиндрической эвольвентной передачи. 19
2 Синтез и анализ комбинированного зубчатого механизма. 21
3 Построение плана скоростей вращения звеньев. 23
4 Построение плана частот вращения. 24
Синтез кулачкового механизма. 25
1 Построение кинематических диаграмм. 25
2 Определение масштабных коэффициентов графиков. 26
3 Выбор минимального радиуса кулачка. 27
4 Построение профиля кулачка. 27
5 Определение максимальной линейной скорости и ускорения
Список использованных источников