ТММ и чертежи: 3-5

ПЗ 3-5-7 (30) I=4.8.doc

Синтез и анализ машинного агрегата
(инерционный конвейер): Курсовой проект по теории механизмов и машин.– Челябинск: ЮурГУ 2010г. -29 с
илл. библиография литературы - 3 наименова- ний 4 листа чертежей ф. А1.
В проекте проведен структурный и кинематический анализ а также проверка рабо-тоспособности спроектированного рычажного механизма расчет маховика по заданно- му коэффициенту неравномерности определены основные размеры и построен профиль кулачка кулачкового механизма проведен синтез эвольвентного зубчатого зацепления с предварительным определением чисел зубьев колес проведен синтез планетарной зуб -чатой передачи с предварительным определением её передаточного отношения а так-
же кинематический анализ указанной передачи с целью проверки правильности синтеза.
Решение перечисленных задач позволило построить кинематическую схему машинно- го агрегата как итог выполнения курсового проекта.
Курсовой проект по ТММ
Синтез и анализ рычажного механизма
Построение планов положений 7
Построение диаграммы относительных параметров и проверка работоспо-собности проектируемого механизма 10.
Структурный анализ 10.
Синтез и анализ механизма на ЭВМ .11.
Кинематический анализ методом планов ..12
Построение плана скоростей 12.
Построение плана ускорений . ..14
7 Силовой расчет 16.
7.1.Определение инерционных факторов .16.
7.2.Силовой расчет группы Ассура II2 (45) 17
7.3.Силовой расчет группы Ассура II1 (23) .18
7.4.Силовой расчет механизма I класса 19
8 Сравнение результатов графоаналитического и «машинного» расчетов 20
1Определение приведенных факторов .22
2Построение диаграмм .22
3Определение момента инерции маховика и его размеров 23
Синтез и анализ кулачкового механизма
1Построение диаграмм движения толкателя 24
2Определение основных размеров механизма 25
3Построение профиля кулачка 25
Синтез и анализ зубчатых механизмов
1Синтез эвольвентного зубчатого зацепления 26
1.1.Расчет геометрических параметров 26
1.2.Построение зацепления .27
1.3.Расчет и анализ коэффициента торцевого перекрытия ..27
2Планетарная передача .28
2.1.Синтез планетарной передачи 28
2.2.Кинематический анализ передачи 28
Заключение (Кинематическая схема спроектированного машинного агрегата) 28
Теория машин и механизмов (ТММ) является основой проектирования работоспособных технических объектов. Основные задачи ТММ – анализ механизмов с заданными параме-трами и проектирование механизмов (определение его параметров) удовлетворяющих заданным требованиям. Результаты решения задач ТММ являются исходными данными для более детального проектирования объектов методами деталей машин сопротив-ления материалов и специальных дисциплин.
Объектом данного курсового проекта является машинный агрегат структурная схе-ма которого приведена на рис.1
рис. 1 Структурная схема машинного агрегата.
Вращение от двигателя Д через муфту М1 передается на ведущий вал передаточного механизма ПМ1 (планетарной передачи) который изменяет частоту вращения Д nД до заданной частоты вращения кривошипа nкр рабочей машины РМ. Ведомый вал ПМ1 сое-диняется с валом кривошипа через муфту М2. Вращение от Д на вал кулачка кулачкового механизма КМ передается передаточным механизмом ПМ2 состоящим из зубчатых ко-лес z1 и z2 и преобразующим nД в заданную частоту вращения кулачка nк. РМ выполнена на базе плоского рычажного механизма; плоский КМ состоит из вращающегося кулачка и толкателя.
РМ выполняет заданную технологическую операцию КМ выполняет вспомогательные функции. Маховик М устанавливается на валу кривошипа РМ и служит для снижения ко-эффициента неравномерности вращения d при установившемся движении заданной ве-личины.
Задача курсового проекта состоит в определении параметров кинематических и сило-вых характеристик механизмов машинного агрегата а также в определении парамет-ров кинематических и силовых характеристик машинного агрегата а также в опреде-нии некоторых его кинематических и силовых характеристик.
Проектируемый машинный агрегат работает следующим образом:
При движении ползуна слева направо механизм перемещает заготовки в зону обработки и сборки. При движении ползуна справа налево происходит холостоц ход. Для удаления готовых изделий из зоны обработки используется кулачковый механизм имеющий привод от электродвигателя через пару зубчатых колес. В начале каждого рабочего хода до контакта ползуна с заготовкой сопротивление на рабочем органе определяется ( так же как и во время холостого хода ) только силами трения возникающими в механизме и составляет 01Qmax . В дальнейшем после того как ползун начнет перемещение заготовок сила сопротивления возрастает до величины Qmax .
Сила сопротивления Q всегда противоположна скорости движения ползуна.
Анализ рычажного механизма.
Кинематическая схема заданного механизма приведена на рис. 2 где механизм изображен в крайних и заданном положениях ( соответственно пунктирная и сплошная линии ). Геометрические размеры и другие заданные постоянные параметры приведены в таблице 1.1. Согласно рекомендациям в задании вес звена 5 принят G5 = 2500 Н.
Заданные параметры механизма
2 Построение планов положений.
Для построения планов положений принимается масштаб
kS = ---------- = ---------- = 0.01 -----
Заданные размеры механизма Li в принятом масштабе kS изображаются чертежными размерами li определяемыми по выражению:
li = ------------- [ мм ]. ( 1.1 )
Чертежные размеры механизма определенные по ( 1.1 ) приведены в таблице 1.2.
Чертежные размеры звеньев механизма.
Используя найденные чертежные размеры на листе 1 проекта построены крайние и заданное поло-жения механизма.
3. Построение диаграммы относительных параметров и проверка работоспособности механизма.
Межцентровое расстояние ( между точками О1 и О3 )
L0 = X2 + Y12 = 25 м
Относительные параметры механизма
Координаты точек пересечения прямых эллипсов с осями координат:
– Р1 = 1 – 016=084 1 + Р = 1 + 016= 116
Используя эти координаты на листе1 курсового проекта построены прямые 12 и 3 ограничивающие зону кинематической работоспособности.
Принимая допустимый угол давления uтах = 450 определяются координаты малых и больших полуосей эллипсов:
Р2(а1) = (1 + Р1) 2 (1 + sinumax) = 0.63
Р2(а2) = (1 - Р1) 2 (1 - sinumax) = 1.1
Р2(b1) = (1 + Р1) 2 (1 - sinumax) = 1.52
Р2(b2) = (1 + Р1) 2 (1 + sinumax) = 0.45
Используя эти координаты на листе 1 построены эллипсы 4 и 5 между которыми расположена зона силовой работоспособности механизма. Строится точка с координатами Р2 = 116 и Р3 = 060. Она оказывается расположенной вне зоны силовой работоспособности следовательно механизм не обладает кинематической силовой работоспособностью.
4. Структурный анализ механизма.
Структурная схема механизма приведена на рис. 2 где подвижные звенья обозначены арабскими цифра-ми (1 – кривошип 2 и 4 – шатуны 3 – коромысло 5 – ползун). Кинематические пары V класса также обоз-начены арабскими цифрами обведенными кружками.
Поскольку механизм плоский то согласно п 2.3. его степень подвижности определяется по формуле Чебышева: W = 3n – 2PV - PIV
где п = 5 – количество подвижных звеньев РV = 7 – количество кинематических пар V класса РIV - коли-чество кинематических пар IVкласса. Таким образом степень подвижности механизма:
W = 3 * 5 – 2 * 7 – 0 = 1
Механизму необходимо одно звено для полной определенности его движения. В качестве начального при-нято звено 1 закон его движения – вращение с частотой п1 = const.
Рис. 3 Структурные элементы механизма.
А) группа Ассура 2-го класса 2-го вида
Б) группа Ассура 2-го класса 1-го вида
В) механизм 1-го класса
Формула строения механизма имеет вид:
Поскольку наивысший класс групп Ассура входящих в состав механизма – второй то и механизм 2-го класса.
5 Расчет механизма на ЭВМ.
Для расчета на ЭВМ подготовлена таблица исходных данных (табл. 1.3.)
Исходные данные для расчета на ЭВМ.
Обозначения в программе
Обозначения в механизме
Числовые значения (ввод)
Параметр сборки II1(23)
Параметр сборки II2(45)
Угол между кривошипом и осью ОХ
По результатам расчета на ЭВМ получена распечатка (см. следующую страницу) расшифровка обоз-начений которой и сравнение с результатами «ручного» счета приведено ниже (п.1.8.). Строка «поло-жение центров масс» таблицы «Параметры звеньев» распечатки необходима для дальнейших расче-тов и построений и расшифровывается следующим образом (точки Si – центры масс звеньев)
LS1 = LO1S1 = 0 (т.е. S1 = O1)
LS3 = L03S3 = 0.63 (т.е. S3 = O3)
Чертежные размеры определяющие центры масс
АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА (3-5-7)
NG1 NG2 PS1 PS2 L1 L2 L3 L4 L03 X03
Y03 X05 Y05 D1N D03 D5 N1 G5 Q1 Q2
Q3 Q4 Q5 Q6 Q7 Q8 Q9 Q10 Q11 Q12
Номер звена 1 2 3 4 5
Вес Gн 100.000 580.000 375.000 180.000 2500.000
Момент инерции Isкгм2 0.816 86.825 23.467 2.595 0.000
Положение центра масс LSм 0.000 0.967 0.625 0.300 0.000
Положение 7 угол кривошипа -26.0 град.
V1мс V2мс V3мс V5мс VS2мс VS3мс VS4мс
B1град B2град B3град В5град BS2град BS3град BS4град
A1мс A2мс A3мс A5мс AS2мс AS3мс AS4мс
G1град G2град G3град G5град GS2град GS3град GS4град
Реакции в кинематических парах:
R01Н R12Н R23Н R03Н R34Н R45Н R05Н MурНм
F01град F12град F23град F03град F34град F45град F05град
Максимальные реакции:
Реакция R01 R12 R23 R03 R34 R45 R05
Модуль Н 8692.1 8730.8 8667.4 6388.2 5877.1 5794.6 3125.9
Угол град. -22.4 -23.0 -23.0 118.3 10.1 8.7 90.0
Положение 1 1 3 1 3 3 8
Приведенные факторы:
Положение 1 2 3 4 5 6
MQпрнм -143.5 -302.8 -2678.3 -2637.2 -2028.3 -1123.8
Iпркгм2 6.70 44.84 89.41 93.97 63.90 27.39
6. Кинематический анализ методом планов.
Поскольку одним из свойств групп Ассура является их кинематическая определимость то кинемати-ческий анализ проводится последовательно по группам Ассура причем порядок их рассмотрения совпа-дает с направлением стрелок в формуле строения (1.3).
6.1. Построение плана скоростей.
Механизм I класса (звено 1)
Угловая скорость кривошипа:
w1 = ------------ = --------------- = 419 1с
Вектор точки А перпендикулярен звену 1 и направлен в соответствии с направлением w1. Модуль скорости:
VA = w1 * LO1A = 419*0.4=168 мс
На плане скоростей этот вектор изображается отрезком ра = 84 мм.
Тогда масштаб плана скоростей:
kV = -------- = ---------- = 0.01 м с мм
Группа Ассура II1 (23)
Внешними точками группы являются точки А и О3 внутренней точка В. Составляется система век-торных уравнений связывающих скорость внутренней точки со скоростями внешних точек:
По этой системе строится план скоростей замеряются длины найденных отрезков ( pb = 23мм ab =173 мм) и определяются модули скоростей:
VB = (pb) * kV = 0.23 мс
VBA = (ab) * kV = 1.73 мс
Скорости точек S2 С и S3 находятся с помощью теоремы подобия.
(as2)=0.33*(ab)=57 мм
Этот отрезок откладывается на отрезке ab плана скоростей. Точка S2 является концом вектора VS2 начала всех векторов в полюсе Р. Поэтому отрезок рs2 = 1128 мм (определенно замером) изображается вектор VS2.
VS2 = (ps2) * kV = 1.12 мс
Скорость точки С направлена в том же направлении что и скорость точки В и находится из соотношения:
Скорость точки S3 равна
Определяем величины угловых скоростей звеньев 2 и 3
w2 = -------- = ---------- = 06 рс
w3 = -------- = ----------- = 015 рс
Для определения направления w2 отрезок ab плана скоростей устанавливается в точку В тогда то-чка А закрепляется неподвижно ( рис.4а ); тогда становится очевидным что w2 направлена по часовой стрелке.
Для определения направления w3 отрезок pb плана скоростей устанавливается в точку В а точка О3 неподвижна (рис.4б) поэтому w3 также направлена по часовой стрелке.
рис. 4 Определение направлений угловых скоростей.
Группа Ассура II2 (45)
Внешними точками группы являются С и D0 (точка D0 принадлежит стойке) внутренней – точка D принадлежащая звеньям 4 и 5 ( в дальнейшем обозначается без индексов)
По принадлежности точки D звену 5 вектор её скорости известен по направлению: VD II x-x. Поэтому для построения плана скоростей для данной группы Ассура достаточно одного векторного уравнения:
В результате построения плана скоростей определяются отрезки: pd =26мм и cd =9 мм. Модули скоростей:
VD = (pd) * kV = 026 мс
VDC = (dc) * kV = 009 мс
Скорость точки S4 определяется по принадлежности 4-у звену по теореме подобия:
( cs4 )= (cd )*033=3 мм
Этот отрезок откладывается на отрезке cd плана скоростей. Точка S4 является концом вектора VS4 начала всех векторов в полюсе P. Поэтому отрезок рs4 =28 мм (определено замером) изображает-ся вектор VS4:
VS4 = (ps4) * kV = 028 мс
Величина угловой скорости определяется:
w4 = ------- = ---------- = 0.1 рс
Для определения направления w4 отрезок cd плана скоростей устанавливается в точку D точка С закрепляется неподвижно (рис. 4в) тогда становится очевидным что w4 направлена по часовой стрел-ке.
6.2.Построение плана ускорений.
Механизм I класса ( звено 1)
Точка А кривошипа 1 совершает вращательное движение вокруг О1 поэтому её ускорение есть сумма нормального и тангенциального ускорений.
Поскольку принято п1 = const ( e1 = 0 ) то aAt = e1 * LO1A = 0
aA = aAn = w12 * LO1A = (419)2 * 0.40= 702 мс2
На плане ускорений этот вектор изображается отрезком pа = 1405 мм направленным от А к О1.плана ускорений:
ka = -------- = ------------ = 005 м с2 мм
Группа Ассура II1(23)
Составляется система векторных уравнений связывающих ускорение внутренней точки В с ускоре-ниями внешних точек А и О3 на основании уравнений (2.4):
aB = aA + aBAn + aBAt
aB = a03 + aBO3n + aBO3t
В этой системе модули нормальных ускорений
aBAn = w22 * LAB = 104 мс2
aBO3n = w32 * LO3B =003 мс2
В результате построения плана ускорений определяются отрезки nBAb nBO3b pb и определяются модули ускорений:
аВ = (pb) * ka = 124*005=62 мс2
аВАt = (пВАb) * ka =17*005=085 мс2
aBO3t = (nBO3b) * ka =124*005=62 мс2
Ускорение точки S2 определяются с помощью теоремы подобия на основании которой составляется пропорция связывающая чертежные длины звена 2 с отрезками плана ускорений:
(as2 ) = 033*( ab) =9 мм
Этот отрезок откладывается на отрезке ab плана ускорений. Соединяя точку S2 c полюсом p полу-чаем отрезок ps2 =134 мм ( определено замером). Модуль ускорения точки S2
aS2 = ( pS2) * ka =134*005=67 мс2
Ускорение точки С направлено в ту же сторону что и ускорение точки В и находится из соотноше-ния:
Определяем величины угловых ускорений звеньев 2 и 3:
e2 = -------- = -------- = 029 р с2
e3 = -------- = --------- = 413 р с2
Группа Ассура II2 (4 5)
По принадлежности точки D к звену 5 вектор её ускорения известен по направлению: аD II х – х. По-этому для построения плана ускорений данной группы достаточно одного векторного уравнения:
aD = aC + aDCn + aDCt
В этом уравнении модуль нормального ускорения:
aDCn = w42 * LCD = 001 мс2
В результате построения плана ускорений определяются отрезки pd = 138 мм и nDCd =46 мм и опреде-ляются модули ускорений.
aD = (pd) * ka = 138*005=69 мс2
аDCt = (nDCd) * ka = 46*005=23 мс2
Ускорение точки S4 находится по теореме подобия:
( cs4 ) = 033*( cd)=15 мм
Соединяем точку S4 с полюсом p получаем отрезок ps4 = 148 мм ( определено замером ). Модуль ускорения точки S4 получаем:
aS4 = (ps4) * ka = 148*005=745 мс2
Величина углового ускорения звена 4:
e4 = ------- = ---------- = 256 р с2
Для определения направления e4 отрезок nDCd плана ускорений устанавливается в точку D а точка С закрепляется неподвижно. Поскольку звено 5 совершает поступательное движение то e5 = 0.
7.1.Определение инерционных факторов.
Инерционные силовые факторы – силы инерции звеньев Риi и моменты сил инерции Миi определяются по выражениям:
Риi = - m i aSi = Gi g * asi ( 1.4 )
Mиi = - ISi * ei ( 1.5 )
Расчет инерционных силовых факторов сведен в таблицу 1.4
Определение инерционных силовых факторов механизма
Силовой расчет проводится в последовательности противоположной направлению стрелок в формуле строения (1.3)
7.2.Силовой расчет группы Ассура II2 ( 4 5 )
На листе 1 проекта построена схема нагружения группы в масштабе 001 ммм. Силовой расчет группы состоит из 4-х этапов:
Составляется сумма моментов сил действующих на звено 4 относительно шарнира D:
S МD = -R34t * LCD + G4 * hG4 * kS + Pин4 * hин4 * kS + Mин4 = 0
. Из уравнения имеем:
G4 * hG4 * kS + Мин4 + Рин4 * hин4 * kS
R34t = ----------------------------------------------------------------------------- = 163 Н
Т.к. R34t >0 то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
Составляется векторная сумма сил действующих на группу:
S Р = R34n + R34t + Рин4 + G4 + Pин5 + G5 + Q + R05 = 0
Для построения плана сил по этому уравнению принимается масштаб kР = 40 Нмм Определяются длины отрезков табл.1.5
Длины отрезков изображающих известные силы.
В результате построения плана сил находятся длины отрезков ( замером ) gh ha hb и определяются модули реакций:
R05 = (gh) * kp =45*40=1800 H
R34n = (ha) * kP = 81*40=3240 H
R34 = (hb) * kP = 81*40=3240 H
Составляется векторная сумма сил действующих на звено 5:
S Р = Рин5 + G5 + Q + R05 + R45 = 0
по этому уравнению достраивается план сил группы и определяется отрезок hd = 83мм тогда мо-дуль неизвестной реакции определяется:
R45 = ( hd ) * kp = 83*40=3400 H
Для определения точки приложения реакции R05 в общем случае следует составить сумму момен тов сил действующих на звено 5 относительно шарнира D. Однако в рассматриваемом механизме в этом нет необходимости: силы действующие на звено 5 образуют сходящуюся систему поэтому линия действия реакции R05 проходит через шарнир D.
7.3.Силовой расчет группы Ассура II1 (23)
На листе 1 проекта построена схема нагружения группы в масштабе kS = 0.01 м мм. Силовой расчет группы состоит из 4-х этапов:
Составляется сумма моментов сил действующих на звено 2 относительно шарнира В:
S МВ = R12t * AB + Pин2 * hин2 * kS - Mин2 - G2 * hG2 * kS = 0
Из уравнения имеем:
G2 * hG2 * kS - Pин2 * hин2 * kS + Мин2
R12t = ---------------------------------------------------- = 283 Н
Составляется сумма моментов сил действующих на звено 3 относительно шарнира В:
S МВ = +R34 * hR34 * kS - Мин3 + G3 * hG3 * kS - R03t * BO3 +Pин3 * hин3 * kS = 0
Pин3 * hин3 * kS +G3* hG3 * kS - Mин3 + R34 * hR34 * kS
R03t = ------------------------------------------------------------------------ = 731 Н
Составляется векторная сумма сил действующих на группу:
S Р = R03n + R03t + Рин2 + G2 + Pин3 + G3 + R43 + R12t + R12n = 0
Для построения плана сил по этому уравнению принимается масштаб kP = 40 Н мм. Определяются длины отрезков ( табл. 1.6)
В результате построения плана сил находятся длины отрезков (замером) rs sk sl qs и определяются модули реакций:
R03n = ( rs ) * kP = 80*40=3200 H
R03 = ( qs ) * kP = 82*40=3280 H
R12n = ( sk ) * kP = 67*40=2680 H
R12 = ( sl ) * kP = 67*40=2680 H
Составляется векторная сумма сил действующих на звено 3:
S Р = Рин3 + G3 + R43 + R03 + R23 = 0
По этому уравнению достраивается план сил группы и определяется отрезок sn = 85мм изобра жающий реакцию R23 тогда модуль неизвестной реакции:
R23 = ( sn ) * kP = 85*40=3400 H
7.4.Силовой расчет механизма I – го класса.
На листе 1 пректа построена схема нагружения начального звена. Его силовой расчет состоит из двух этапов:
Составляется сумма моментов сил действующих на звено относительно шарнира О1:
S М01 = R21 * h21 * kS - Mур = 0
Мур = R21 * h21 * kS = 2680*12*001=32 Нм
Составляется векторная сумма сил действующих на звено 1
S Р = R21 + G1 + R01 = 0
По этому уравнению на листе 1 проекта строится план сил в масштабе kP = 20 H мм и
определяется отрезок vt = 132 мм. Модуль искомой реакции:
R01 = ( vt ) * kP = 132*20=2640 H
На этом силовой расчет завершен.
8. Сравнение результатов расчета на ЭВМ (в дальнейшем называемым «машинным») и графоаналитическим.
В распечатке «машинного» расчета приняты обозначения которым соответствуют параметры ме-ханизма приведенные в табл. 1.7
Соответствие обозначений распечатки и обозначений механизма.
jIJ - угол между вектором реакции Rij и осью х.
Сравнение результатов графоаналитического и «машинного» расчетов приведено в таблице 1.8. где приняты следующие обозначения:
П – обозначение параметра;
ПГА – величина параметра по результатам графоаналитического расчета;
ПМ – величина параметра по результатам «машинного» расчета;
D - относительное расхождение результатов определяемое по выражению:
D = ----------------- * 100%
Расчет маховой массы машинного агрегата.
1 Определение приведенных факторов.
Расчет маховика снижающего колебания системы до заданного уровня d является частным случаем второй задачи динамики.
Расчет проводим графо-аналитическим методом на основе использования диаграммы энергомасс в следующей последовательности:
Выбираем схему динамической модели с распределенными параметрами. За звено приведения
Строим график изменения приведенного момента инерции Iпр за цикл периодически установивше-гося режима движения:
а) Записываем выражение Iпр для исследуемого механизма
б) Используя результаты кинематического анализа рассчитываем Jпр для исследуемого положения механизма :
Строим график приведенного момента сил сопротивления MQпр за цикл периодически установив-
шегося режима движения:
а) Записываем выражение MQпр для исследуемого механизма:
б) Используя результаты кинематического анализа рассчитываем МQпр для исследуемого положения механизма:
2. Построение диаграмм.
По результатам расчета на ЭВМ для 12 положений механизма строим в выбранном масштабе
график J ( j ) за цикл движения:
KJ = ------------ = ----------- =1 кгм2мм
Kj = ------- = --------- = 0035 1с
По результатам расчета на ЭВМ для 12 положений механизма строим график МQпр (j) за цикл
движения. Рассчитываем масштабы графика:
KM = ------------------------ = ---------- = 20 Нм мм
Kj = -------- = --------- = 0035 1 мм
Производим графическое интегрирование графика МQпр (j) и строим график работы сил сопротивления за цикл движения АQц и график этой работы внутри цикла АQпр (j)
КА = КЕ = Н * Kj * KМ = 60 * 0035* 20= 42 Дж мм
Строим график работ движущих сил затем строим график приведенного момента сил.
Строим диаграмму энергомасс исключая параметр j.
По исходным данным рассчитываем углы соответствующие экстремальным значениям скорости звена приведения:
tgY max = ---------- * -------- * ( 1 ± d )
отрезок ab определяем замером : ab = 50 мм
3. Определение момента инерции маховика и его размеров
Рассчитываем момент инерции маховика:
JM = -------------- = ------------------- = 230 кгм2
wср2 * d (419)2 * 054
Рассчитываем геометрические размеры маховика
DСР = 5 0085 * Jм = 18 м
h = 0.2 * DСР = 018 м
b = 0.1 * DСР = 036 м
Синтез и анализ кулачкового механизма.
Исходные данные для расчета кулачкового механизма:
umax = 29 град - максимально допустимый угол давления
nК = 1150 обмин – частота вращения кулачка (против часовой стрелки)
Smax = 0.036 м - максимальное перемещение толкателя
jу = 120 град - фазовый угол удаления
jдс = 30 град - фазовый угол дальнего стояния
jв = 80 град - фазовый угол возращения
Расчет производить по закону синусоидального ускорения.
Рис 6 Схема проектируемого кулачкового механизма.
1 Построение диаграмм движения толкателя.
Под диаграммами движения толкателя понимаются диаграммы зависимости его перемещения скорости и ускорения от угла поворота кулачка или от времени.
Определим поворотный рабочий угол:
jр = jу + jдс + jв = 120+30+80=230 град
Строим заданную диаграмму ускорений толкателя:
Выбирается максимальная ордината ускорений толкателя на участке возвращения
Ya.в.max = Ya.у.max * ( jу jв )2 = 44 * ( 12080 )2 = 99 мм.
Графическим интегрированием диаграммы ускорений строится диаграмма скоростей толкателя.
Графическим интегрированием диаграммы скоростей получаем диаграмму перемещений.
Определяем масштабы по оси абцисс диаграмм.
углов поворота кулачка: kj = jp b = 230230 = 1 гр мм
где b – длина отрезка изображающего jр на оси абцисс.
времени: kt = jp (6nк b) = 230 (6 * 1150 * 230) = 000014 с мм
Масштабы по осям ординат диаграмм определяются по следующим формулам:
Масштаб перемещения центра ролика:
kS = Smax Ymax = 0.03698=000037 м мм
Масштаб скорости центра ролика:
kV = kS (kt * HV)=0.00037(0.00014*20)=0132 м с мм
Масштаб тангенциальных ускорений центра ролика
ka = kV (kt * HA)=0.132(0.00014*50)=1886 м с2 мм
2.Определение основных размеров механизма.
Определим длины отрезков ВiDi
ВiDi = VBi * kV ( wк * kS )
где VBi – ордината диаграммы скоростей
wк – угловая скорость кулачка
wк = p * nк 30 = 314 * 1150 30 = 1204 1с
После построений определяем положение центра вращения и минимальный радиус кулачка.
r0 = (OB0) * kS = 177*000037=0065 м
E=e * kS = 24*000037=0009
Rрол =02* r0 =0013 м.
Определяем углы давления и строим график зависимости угла давления от положения кулачка.
2.Построение профиля кулачка.
Построение кулачка выполняем в масштабе 1:1.
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
Выбираем электродвигатель по следующим исходным данным:
пкр = п1 = 40 об мин
электродвигатель выбирается по неравенству: пд ³ 3 * пкр = 3 *40 = 120 обмин
выбираем двигатель с частотой вращения вала = 920 обмин
1. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления.
Исходные данные для расчета параметров простого зубчатого механизма.
ha* = 10 - коэффициент высоты головки зуба
C* = 0.25 - коэффициент радиального зазора
а= 20 град - угол профиля.
1.1.Расчет геометрических параметров.
Задаём число зубъев ведущей шестерни: z2 =17 и определяем число зубъев ведущего колеса z1 = 21
Рассчитываем диаметры окружностей:
- делительных окружностей: d = m·z
d1 = 20 * 21= 420 мм d2 = 20 * 171 = 340 мм
- основных окружностей: dв = d * cosa
dв1 = 420 * cos20 = 395 мм dв2 = 340 * cos20 = 320 мм
- окружностей вершин зубъев: da = d1 + 2ha* * m
da1 = 460мм da2 = 380 мм
- окружностей впадин зубъев: df = d – 2 * (ha* + c*) * m
df1 = 370 мм df2 = 290 мм
Рассчитываем делительное межосевое расстояние: аW = m 2*( z1 + z2 ) = 380 мм
Рассчитываем делительный окружной шаг и основной окружной шаг:
Р = p * m = 3.14 * 20 = 62.8 мм
Pb = P * cosa = 62.8 * cos20 = 59 мм
Расчитываем делительную окружную толщину зуба и ширину впадины:
S = e = p * m 2 = 3.14 * 20 2 = 31.4 мм
Рассчитываем угловой шаг зубъев (в градусах): t = 360 z
t1 = 360 21 = 17 t2 = 360 17 = 21
h = (2 * ha* + c*) * m = (2 * 1 + 0.25) * 20 = 45 мм
hd = 2 * ha* * m = 2 * 1 * 20 = 40 мм
с = с* * m = 0.25 * 20 = 5 мм
1.2. Расчет и анализ коэффициента торцевого перекрытия.
Коэффициент торцевого перекрытия характеризует плавность и безшумность работы.
где jа – угол торцевого перекрытия – показывает поворот данного зубчатого колеса от положе-
ния входа его зуба в зацепление до положения выхода этого же зуба из зацепления.
jа1 = 240 jа2 = 340
- угловой шаг зубъев.
При полученных коэффициентах торцевого перекрытия обеспечивается достаточная плавность и бесшумность работы т.к. eа > 1.2
2. Расчет планетарного механизма.
2.1. Синтез планетарной передачи.
Расчет передаточного отношения планетарного редуктора:
iпл = nд пкр = 92040=23 применяем схему с двумя последовательными однорядными механизмами i ’= =48=245.
При проектировании планетарного механизма должны быть выполнены следующие условия синтеза:
Из условия обеспечения требуемого передаточного отношения zn zк zс выразим через сомножители А D.
------- = ------- ; ------- = --------;
zc =( zn - zк)2=(D-A)2=7.
zc = (D-A)2*y>=20 отсюда y=5 тогда
Zk=25; Zn=95; Zc=35.
Из условия сборки определяем теоретически возможное число сателлитов.
--------- * C = ------------ * C C = 1
Из условия соседства определяем граничное число сателлитов:
sin ( p kгр) = (zc + 2ha*) ( zк + zc) = ( 35+ 2 * 1) ( 35+25 ) = 0.61667 kгр = 4.7
Определим число сателлитов удовлетворяющее как условию сборки так и условию соседства:
Проверка передаточного отношения спроектированного редуктора аналитическим способом:
Iкнп = 1 + ---------- = 1 + ----------=245.
Теория механизмов и машин: Учебник для вузов К.В. Фролов С.А. Попов А.К. Мусатов и др.;под редакцией К.В.Фролова. – М.: Высшая школа 1998. 496 стр.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин (часть 1): учебное пособие В.И.
Пожбелко П.Г. Вииницкий Н.И. Ахметшин; под редакцией В.И. Пожбелко. – Челябинск: ЮУрГУ 2003 г. 60 стр
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин (часть 2): учебное пособие В.И.
Пожбелко П.Г. Вииницкий Н.И. Ахметшин; под редакцией В.И. Пожбелко. – Челябинск: ЮУрГУ 2003 г. 51 стр.

Лист 3 30 вар. 2сх-4зак.cdw

Законы движения толкателя
Зависимость угла давления от положения кулачка
Теоретический профиль
Действительный профиль
Область удаления толкателя
Область возвращения толкателя
Определение минимального радиуса кулачка k
(Обеспечение силовой работоспособности)
Синтез профиля кулачка k
(Обеспечение кинематической работоспособности)
Область возможного положения
центра вращения кулачка
кулачкового механизма

Лист 2 3-5.cdw

Графики приведенных моментов
Графики работ и изменения энергии
График приведенного момента инерции
Диаграмма энергомасс
Эскиз маховика (М1:5)
Расчет маховой массы

Лист 4 21 17 I=4.8.cdw

Синтез и анализ планетарного механизма
Схема планетарного механизма
Картина линейных скоростей
Картина угловых скоростей
Порядок сборки планетарного механизма
Геометрический синтез зубчатого зацепления

Лист 1 3 - 5 - 7.cdw

Кинематический анализ
Силовой анализ механизма
Кинетостатика начального звена
Положения механизма
Кинетостатика группы Ассура II
Формула строения механизма
Диаграмма относительных параметров