Синтез и анализ кулачкового механизма и планетарного механизма

3-й лист.cdw

ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИНИМАЛЬНОГО
Область возвращения толкателя
Область удаления толкателя
ЗАКОНЫ ДВИЖЕНИЯ ТОЛКАТЕЛЯ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИНИМАЛЬНОГО РАДИУСА КУЛАЧКА
(Обеспечение силовой работоспособности)

Лист №1.dwg

группы Ассура II (45)
План сил группы Ассура
Кинематический анализ
Формула строения механизма
I (01) -> II (23) -> II (45)
Силовой анализ механизма

схема механизма.dwg

План сил группы Ассура
Кинематический анализ
Формула строения механизма
I (01) -> II (23) -> II (45)

Графики.frw

Скрины.docx

-10382256285865-10375902925445-1037590-673100

лист №3.cdw

ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИНИМАЛЬНОГО
Область возвращения толкателя
Область удаления толкателя
ЗАКОНЫ ДВИЖЕНИЯ ТОЛКАТЕЛЯ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИНИМАЛЬНОГО РАДИУСА КУЛАЧКА
(Обеспечение силовой работоспособности)

Чертеж1.cdw

Содержание изменения

3 лист.frw

записка ТММ.doc

Синтез и анализ машинного агрегата
(инерционный конвейер): Курсовой проект по
теории механизмов и машин.– Челябинск:
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
Решение перечисленных задач позволило построить кинематическую схему
машинно- го агрегата как итог выполнения курсового проекта.
АК-305.04.03.02.00.ПЗ.
ИЛис№ докум ПодписДат
РазрабДолгих Курсовой проект по ТММ Лит
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
Определение инерционных факторов .16
Силовой расчет группы Ассура II2 (45) ..17
Силовой расчет группы Ассура II1 (23) ..18
Силовой расчет механизма I класса 19
Сравнение результатов графоаналитического и «машинного» расчетов ..20
Определение приведенных факторов .. .22
Построение диаграмм .22
Определение момента инерции маховика и его размеров .. 23
Синтез и анализ кулачкового механизма
Построение диаграмм движения толкателя . .. 24
Определение основных размеров механизма . 25
Построение профиля кулачка 25
Синтез и анализ зубчатых механизмов
Синтез эвольвентного зубчатого зацепления 26
Расчет геометрических параметров . .. 26
Построение зацепления . .. .27
Расчет и анализ коэффициента торцевого перекрытия ..27
Планетарная передача .. .28
Синтез планетарной передачи .. 28
Кинематический анализ передачи . 28
Заключение (Кинематическая схема спроектированного машинного агрегата) . 28
Изм Лист№ докум подписьдата 4
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 ( при установившемся движении заданной
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.
АК-305.04.03.02.00.ПЗ. лист
Изм Лист№ докум подписьдата 5
Проектируемый машинный агрегат работает следующим образом.
Вертикальный одноцилиндровый насос простого действия предназначен для повышения
давления жидкости в гидросистеме и подачи ее в напорный трубопровод. Насос
приводиться в движение асинхронным электродвигателем который через планетарный
редуктор (на схеме не показаны) приводит во вращение вал 1 шестизвенного
кривошипно-коромыслового механизма 1-2-3-4-5. Для смазки деталей служит плунжерный
насос на основе кулачкового механизма кулачок которого получает движение от
электродвигателя через пару зубчаты колес.
Всасывание жидкости в цилиндр при ходе поршня 5 вверх осуществляется через впускной
клапан при давлении жидкости 01Qmax ниже атмосферного. Нагнетание жидкости в
напорный трубопровод под давлением Qmax осуществляется через выпускной клапан при
движении поршня 5 вниз. Применение кривошипно-коромыслового дает возможность
обеспечить движение поршня в период всасывания жидкости с большей средней
скоростью чем в период нагнетания что увеличивает производительность насоса. Сила
сопротивления Q при работе насоса всегда направлена против скорости движения
Изм Лист№ докум подписьдата 6
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 = 975 Н.
Заданные параметры механизма
2 Построение планов положений.
Для построения планов положений принимается масштаб
kS = ---------- = ---------- = 001 -----
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.
Изм Лист№ докум подписьдата 7
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
Межцентровое расстояние ( между точками О1 и О3 )
L0 = X2 + Y12 = 111 м
Относительные параметры механизма
Координаты точек пересечения прямых эллипсов с осями координат:
– Р1 = 1 – 016=084 1 + Р1 = 1 + 016= 116
Используя эти координаты на листе1 курсового проекта построены прямые 12 и 3
ограничивающие зону кинематической работоспособности.
Принимая допустимый угол давления (тах = 450 определяются координаты малых и
больших полуосей эллипсов:
Р2(а1) = (1 + Р1) 2 (1 + sin(max) = 0649
Р2(а2) = (1 - Р1) 2 (1 - sin(max) = 108
Используя эти координаты на листе 1 построены эллипсы 4 и 5 между которыми
расположена зона силовой работоспособности механизма. Строится точка с координатами
М(087;083). Она оказывается расположенной в зоне силовой работоспособности
следовательно механизм обладает кинематической силовой работоспособностью.
Изм Лист№ докум подписьдата 8
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
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:
I (1) ( II1(23) ( II2(45) ( 1.3 )
Поскольку наивысший класс групп Ассура входящих в состав механизма – второй то и
механизм 2-го класса.
Изм Лист№ докум подписьдата 9
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)
LS2 = LAS2 = 0.143 м
Чертежные размеры определяющие центры масс
Изм Лист№ докум подписьдата 10
АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА (02-12-11)
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
Результаты расчета.
Вес Gн 100.000 290.000 186.000 90.000
Момент инерции Isкгм2 0.204 10.853 2.864 0.324 0.000
Положение центра масс LSм 0.000 0.483 0.310 0.150 0.000
Положение 2 угол кривошипа 180.0 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
Модуль Н 7295.1 7341.5 7245.9 4495.5 4019.1 3879.0
Угол град. -152.7 -152.0 -148.8 62.4 179.6 -178.8
Положение 8 8 8 8 8
Приведенные факторы:
Положение 1 2 3 4 5 6
MQпрнм -70.9 -286.2 -452.2 -537.6 -506.2 -328.4
Iпркгм2 0.98 2.79 6.35 9.44 9.32 5.07
Изм Лист№ докум подписьдата 11
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:
(1 = ------------ = --------------- = 6.48 1с
Вектор точки А перпендикулярен звену 1 и направлен в соответствии с направлением
(1. Модуль скорости:
VA = (1 * LO1A = 6.48*0.2=1.3 мс
На плане скоростей этот вектор изображается отрезком ра = 65 мм.
Тогда масштаб плана скоростей:
Кv = -------- = 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
По этой системе строится план скоростей замеряются длины найденных отрезков ( pb =
1мм ab =39 мм) и определяются модули скоростей:
VB = (pb) * kV = 65*0.1=6.5 мс
VBA = (ab) * kV = 70*0.1=7 мс
Скорости точек S2 С и S3 находятся с помощью теоремы подобия.
(as2)=0.33*(ab)=22..4 мм
Этот отрезок откладывается на отрезке ab плана скоростей. Точка S2 является концом
вектора VS2 начала всех векторов в полюсе Р. Поэтому отрезок рs2 = 60 мм
(определенно замером) изображается вектор VS2.
VS2 = (ps2) * kV = 50*0.1=5 мс
Изм Лист№ докум подписьДата 12
Скорость точки С направлена в направлении противоположном скорости В и находится из
Скорость точки S3 равна
Определяем величины угловых скоростей звеньев 2 и 3
(2 = -------- = 0.88 1с
(3 = -------- = 0.82 1с
Для определения направления (2 отрезок ab плана скоростей устанавливается в точку
В тогда то-чка А закрепляется неподвижно ( рис.4а ); тогда становится очевидным
что (2 направлена против часовой стрелки.
Для определения направления (3 отрезок pb плана скоростей устанавливается в точку
В а точка О3 неподвижна (рис.4б) поэтому (3 также направлена против часовой
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 =42мм и cd =11
мм. Модули скоростей:
VD = (pd) * kV =8 мс
VDC = (dc) * kV =0.8 мс
Скорость точки S4 определяется по принадлежности 4-у звену по теореме подобия:
( cs4 )= dc*Ls4Lds= 3 мм
Изм Лист№ докум подписьДата 13
Этот отрезок откладывается на отрезке cd плана скоростей. Точка S4 является концом
вектора VS4 начала всех векторов в полюсе P. Поэтому отрезок рs4 =125 мм
(определено замером) изображает-ся вектор VS4:
VS4 = (ps4) * kV =8 мс
Величина угловой скорости определяется:
(4 = ------- =0.48 1с
Для определения направления (4 отрезок cd плана скоростей устанавливается в точку
D точка С закрепляется неподвижно (рис. 4в) тогда становится очевидным что (4
направлена по часовой стрел-ке.
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 ( ( (1 = 0 ) то aA( = (1 * LO1A = 0
aA = aAn = (12 * LO1A = 42 * 0.2=8.4 мс2
На плане ускорений этот вектор изображается отрезком (а = 89 мм направленным от А
к О1.плана ускорений:
ka = -------- = ------------ = 0.1. 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 + aBA(
aB = a03 + aBO3n + aBO3(
В этой системе модули нормальных ускорений
aBAn = (22 * LAB = 11.16 мс2
aBO3n = (32 * LO3B =5.02 мс2
Изм Лист№ докум подписьДата 14
В результате построения плана ускорений определяются отрезки nBAb = 23мм nBO3b
=66мм (b =66мм и определяются модули ускорений:
аВ = ((b) * ka = 6.6мс2
аВА( = (пВАb) * ka = 2.3мс2
aBO3( = (nBO3b) * ka = 7мс2
Ускорение точки S2 определяются с помощью теоремы подобия на основании которой
составляется пропорция связывающая чертежные длины звена 2 с отрезками плана
Этот отрезок откладывается на отрезке ab плана ускорений. Соединяя точку S2 c
полюсом ( получаем отрезок (s2 = 78 мм ( определено замером). Модуль ускорения
aS2 = ( (S2) * ka =78*0.1=7.8 мс2
Ускорение точки С направлено в противоположную сторону ускорению точки В и
находится из соотноше-ния:
Определяем величины угловых ускорений звеньев 2 и 3:
(2 = -------- =1.58 1 с2
(3 = -------- = 9.3 1 с2
Изм Лист№ докум подписьДата 15
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 + aDC(
В этом уравнении модуль нормального ускорения:
aDCn = (42 * LCD = 1.03 мс2
В результате построения плана ускорений определяются отрезки (d = 70 мм и nDCd =1
мм и опреде-ляются модули ускорений.
aD = ((d) * ka =7 мс2
аDC( = (nDCd) * ka =01 мс2
Ускорение точки S4 находится по теореме подобия:
Соединяем точку S4 с полюсом ( получаем отрезок (s4 = 69 мм ( определено замером ).
Модуль скорости точки S4 получаем:
aS4 = ((s4) * ka = 6.9 мс2
Величина углового ускорения звена 4:
(4 = ------- = 3.6 1 с2
Для определения направления (4 отрезок nDCd плана ускорений устанавливается в точку
D а точка С закрепляется неподвижно. Поскольку звено 5 совершает поступательное
движение то (5 = 0.
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 * (i ( 1.5 )
Расчет инерционных силовых факторов сведен в таблицу 1.4
Изм Лист№ докум подписьДата 16
Определение инерционных силовых факторов механизма
Силовой расчет проводится в последовательности противоположной направлению стрелок
в формуле строения (1.3)
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:
( МD = -R34( * LCD + G4 * hG4 * kS - Pин4 * hин4 * kS – Mин4 = 0
. Из уравнения имеем:
G4 * hG4 * kS - Мин4 - Рин4 * hин4 * kS
----------------------------------------------------------------------------- =
Т.к. R34( >0 то её действительное направление соответствует предварительно
Составляется векторная сумма сил действующих на группу:
( Р = R34n + R34( + Рин4 + G4 + Pин5 + G5 + Q + R05 = 0
Для построения плана сил по этому уравнению принимается масштаб kР = 50 Нмм
Определяются длины отрезков табл.1.5
Изм Лист№ докум подписьДата 17
В результате построения плана сил находятся:
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
Силовой расчет группы Ассура II1 (23)
На листе 1 проекта построена схема нагружения группы в масштабе kS = 1 м мм.
Силовой расчет группы состоит из 4-х этапов:
Составляется сумма моментов сил действующих на звено 2 относительно шарнира В:
( МВ = R12( * AB – Pин2 * hин2 * kS + Mин2 + G2 * hG2 * kS = 0
Из уравнения имеем:
- G2 * hG2 * kS + Pин2 * hин2 * kS + Мин2
R12( = ---------------------------------------------------- = 3623.2 Н
Составляется сумма моментов сил действующих на звено 3 относительно шарнира В:
( МВ = -R34 * hR34 * kS - Мин3 + G3 * hG3 * kS + R03( * BO3 +Pин3 * hин3 * kS = 0
-Pин3 * hин3 * kS -G3* hG3 * kS + Mин3 + R34 * hR34 * kS
R03( = ------------------------------------------------------------------------ =
( Р = R03n + R03( + Рин2 + G2 + Pин3 + G3 + R43 + R12( + R12n = 0
Для построения плана сил по этому уравнению принимается масштаб kP = 100 Н мм.
Определяются длины отрезков ( табл. 1.6)
Изм Лист№ докум подписьДата 18
Длины отрезков изображающих известные силы.
В результате построения плана сил находятся длины отрезков (замером) rs = 44 мм
sk = 178мм sl = 178 мм qs = 57 мм и определяются модули реакций:
Силовой расчет механизма I – го класса.
На листе 1 пректа построена схема нагружения начального звена. Его силовой расчет
состоит из двух этапов:
Составляется векторная сумма сил действующих на звено 1
( Р = R21 + G1 + R01 = 0
По этому уравнению на листе 1 проекта строится план сил в масштабе kP = 1 H мм и
определяется отрезок vt = мм. Модуль искомой реакции:
R01 = ( vt ) * kP = H
На этом силовой расчет завершен.
Изм Лист№ докум подписьДата 19
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.
(IJ - 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;
( - относительное расхождение результатов определяемое по выражению:
( = ----------------- * 100%
Изм Лист№ докум подписьДата 20
Изм Лист№ докум подписьДата 21
Расчет маховой массы машинного агрегата.
1 Определение приведенных факторов.
Расчет маховика снижающего колебания системы до заданного уровня ( 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
Строим график изменения приведенного момента инерции Iпр за цикл периодически
установивше-гося режима движения:
а) Записываем выражение Iпр для исследуемого механизма[pic]
б) Используя результаты кинематического анализа рассчитываем Jпр для исследуемого
положения механизма :
Строим график приведенного момента сил сопротивления MQпр за цикл периодически
шегося режима движения:
а) Записываем выражение MQпр для исследуемого механизма: [pic]
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
график J ( ( ) за цикл движения
KJ = ------------ = 13.13 кгм2мм
K( = ------- = 0.314 1с
Изм Лист№ докум подписьДата 22
По результатам расчета на ЭВМ для 12 положений механизма строим график
движения. Рассчитываем масштабы графика:
KM = ------------------------ = 73.4 Нм мм
K( = -------- = 0.314 1 мм
Производим графическое интегрирование графика МQпр (() и строим график работы
сил сопротивления за цикл движения АQц и график этой работы внутри цикла АQпр (()
Масштаб графика работ :
КА = КЕ = Н * K( * KМ = 24 Дж мм
Строим график работ движущих сил затем строим график приведенного момента сил.
Строим диаграмму энергомасс исключая параметр (.
По исходным данным рассчитываем углы соответствующие экстремальным значениям
скорости звена приведения:
tg( max = ---------- * -------- * ( 1 ( ( )
отрезок ab определяем замером : ab = 35мм
3. Определение момента инерции маховика и его размеров
Рассчитываем момент инерции маховика:
JM = -------------- = 34 кгм2
Рассчитываем геометрические размеры маховика
DСР = 5( 0085 * Jм =1.8 м
h = 0.2 * DСР = 0.36 м
b = 0.1 * DСР = 0.18 м
Изм Лист№ докум подписьДата 23
Синтез и анализ кулачкового механизма.
Исходные данные для расчета кулачкового механизма:
(max = 32- град - максимально допустимый угол давления
nК = 2000 обмин – частота вращения кулачка (против часовой стрелки)
γmax = 0026 град - максимальный угол поворота толкателя
(у = 120град - фазовый угол удаления
(дс = 50 град - фазовый угол дальнего стояния
(в = 80 град - фазовый угол возращения
[pic]Расчет производить по закону линейного ускорения.
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:
(р = (у + (дс + (в = 80+110+60=250 град
Строим заданную диаграмму ускорений толкателя:
Выбирается максимальная ордината ускорений толкателя на участке возвращения
Ya.в.max = Ya.у.max * ( (у (в )2 = 62.2 мм.
Графическим интегрированием диаграммы ускорений строится диаграмма скоростей
Графическим интегрированием диаграммы скоростей получаем диаграмму перемещений.
Определяем масштабы по оси абцисс диаграмм.
Масштаб углов поворота кулачка: k( = (p b = 1 гр мм
где b – длина отрезка изображающего (р на оси абцисс.
Масштаб времени: kt = (p (6nк b) = 000002 с мм
Изм Лист№ докум подписьДата 24
Масштабы по осям ординат диаграмм определяются по следующим формулам:
Масштаб углов поворота толкателя в градусном измерении:
k( град = (max Ymax=0005 грмм
Масштаб углов поворота толкателя в радианном измерении:
k( рад = k( град * ( 180 = 000008 рад мм
Масштаб угловых скоростей толкателя:
k( = k( рад (kt * HV) = 0006 рад с мм
Масштаб угловых ускорений толкателя:
k( = k( (kt * HA) = 075 рад с2 мм
Масштаб перемещения центра ролика:
kS = k( рад * lBC = 0005 м мм
Масштаб скорости центра ролика:
kV = k( * lBC =004 м с мм
Масштаб тангенциальных ускорений центра ролика
ka = k( * lBC = 0.135м с2 мм
Определение основных размеров механизма.
Определим длины отрезков ВiDi
ВiDi = VBi * kV ( (к * kS )
где VBi – ордината диаграммы скоростей
(к – угловая скорость кулачка
(к = ( * nк 30 = 83.7 1с
После построений определяем положение центра вращения и минимальный радиус
r0 = (OB0) * kS = 60 м
Rрол =02* r0 =12 м.
Определяем углы давления и строим график зависимости угла давления от положения
Построение профиля кулачка.
Построение кулачка выполняем в масштабе 1:1.
Изм Лист№ докум подписьДата 25
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
Выбираем электродвигатель по следующим исходным данным:
пкр = п1 = -62 об мин
электродвигатель выбирается по неравенству: пд ( 3 * пкр = 186 обмин
выбираем двигатель с частотой вращения вала = 720 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.
Расчет геометрических параметров.
Задаём число зубъев ведомой шестерни: z2 =45 и определяем число зубъев ведущего
Рассчитываем диаметры окружностей:
- делительных окружностей: d = m·z
d2 = 900 мм d1 = 1000 мм
- основных окружностей: dв = d * cos(
dв2 = 940 мм dв1 = 850 мм
- окружностей вершин зубъев: da = d1 + 2ha* * m
da2 = 1040мм da1 = 940 мм
- окружностей впадин зубъев: df = d – 2 * (ha* + c*) * m
df2 = 950 мм df1 = 846 мм
Рассчитываем делительное межосевое расстояние: аW = m 2*( z1 + z2 ) = 950 мм
Рассчитываем делительный окружной шаг и основной окружной шаг:
Р = ( * m = 3.14 * 20 = 62.8 мм
Pb = P * cos( = 62.8 * cos20 = 59 мм
Расчитываем делительную окружную толщину зуба и ширину впадины:
S = e = ( * m 2 = 3.14 * 20 2 = 31.4 мм
Рассчитываем угловой шаг зубъев (в градусах): ( = 360 z
(1 = 360 50 = 72 (2 = 360 45 = 8
Изм Лист№ докум подписьДата 26
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 (а – угол торцевого перекрытия – показывает поворот данного зубчатого колеса
ния входа его зуба в зацепление до положения выхода этого же зуба из зацепления.
(а1 = 330 (а2 = 260
- угловой шаг зубъев.
При полученных коэффициентах торцевого перекрытия обеспечивается достаточная
плавность и бесшумность работы т.к. (а > 1.2
2. Расчет планетарного механизма.
2.1. Синтез планетарной передачи.
Расчет передаточного отношения планетарного редуктора:
Изм Лист№ докум подписьДата 27
При проектировании планетарного механизма должны быть выполнены следующие условия
Из условия обеспечения требуемого передаточного отношения zn zк zс выразим
через сомножители А D.
zc =( zn - zк)2=(D-A)2=4
zc = (D-A)2*y>=28 отсюда y=7 тогда
Zk=35; Zn=91; Zc=28.
Из условия сборки определяем теоретически возможное число сателлитов.
--------- * C = ------------ * C C = 1
Из условия соседства определяем граничное число сателлитов:
sin ( ( kгр) = (zc + 2ha*) ( zк + zc) = ( 28 + 2 * 1) ( 35+28 ) = 0.47
Определим число сателлитов удовлетворяющее как условию сборки так и условию
Проверка передаточного отношения спроектированного редуктора аналитическим
Iкнп = 1 + ---------- = 1 + ----------=36.
Изм Лист№ докум подписьДата 28
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
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
Челябинск: ЮУрГУ 2003 г. 51 стр.
Изм Лист№ докум подписьДата 29
Министерство образования Российской Федерации.
Южно-Уральский государственный университет.
Кафедра «Основы проектирования машин» и
(Механизм инерционного конвейера)
Пояснительная записка к курсовому проекту
по курсу «Теория машин и механизмов»
Автор проекта – Долгих А.М.
студент группы АК-305
на курсовой проект по теории машин и механизмов
студента группы АК-305
Тема курсового проекта – «Синтез и анализ машинного агрегата
(инерционный конвейер)».
Исходные данные по проекту:
рычажный механизм – задание 4 вариант 3
Содержание пояснительной записки (перечень вопросов подлежащих
синтез и анализ рычажного механизма;
синтез кулачкового механизма;
синтез и анализ зубчатых механизмов.
Перечень графического материала:
рычажный механизм (лист 1)
расчет маховика (лист 2)
кулачковый механизм (лист 3)
зубчатые механизмы (лист 4)
рис.2 Механизм инерционного конвейера.
Сравнение результатов графоаналитического и машинного расчетов
П мс VA VB VC VD VS2 VS3 VS4
ПГА 1.4 0.7 0.9 0.82 0.35 0.87
ПМ 1.3 0.67 0.83 0.8 0.95 0.28 0.81
( % 03 19 51 44 6 3 407
П ( (A (B (C (D (S2 (S3 (S4
ПГА 90 15.1 15.5 0 80 15.3 10.9
ПМ 89.96 14.81 14.81 0 76.81 14.81 10
( % 01 03 2 0 3 0.4 34
П мс2аА аВ аС aD aS2 aS3 aS4
ПГА 8.7 7.6 8.22 8.12 8.05 2.7
ПМ 8.43 6.55 8.12 7.92 2.71 8.03
( % 065 52 48 25 23 0 313
ПГА 0.05 9.6 0 2.6 9.5 6.45
ПМ 0.04 9.59 0 2.66 6.45
П Н R01 R12 R23 R03 R34 R45 R05
ПГА 32 31 28 -100 1.55 -0.6 90
ПМ 32.32 31.08 28.86 -100.48 1.54 -0.53 90
ПРИВЕДЕННЫЕ ФАКТОРЫ
Положение 2 Расчет ЭВМ Погрешность
V1 V2 V3 V5 VS2 VS3 VS4 BI
Модуль 3623.2 224.75290 50.2 186 2800 -5516
Звено ( i 1 2 3 4 5
Gi ( H) 100 290 186 90 975
ISi кг м2 0204 10853 2864 0324 0
(i 1с2 0 1.58 9.3 3.6 0
Риi H 0 224.75 50.3 -63 -682
Mиi Нм 0 17.1 26.6 1.16 0

1-й лист (2).cdw

План ускорений K=0039мс
План сил группы Ассура II
Положение механизма K
План сил начального звена K
Кинетостатика группы Ассура II
План скоростей K=0.0188мc мм
Кинематический анализ
Силовой анализ механизма
Кинетостатика начального звена
Кинетостатика группы Ассура II2(45)
Схема нагружения начального звена
Формула строения механизма

1-й лист.cdw

План ускорений K=0039мс
План сил группы Ассура II
Положение механизма K
План сил начального звена K
Кинетостатика группы Ассура II
План скоростей K=0.0188мc мм
Кинематический анализ
Силовой анализ механизма
Кинетостатика начального звена
Кинетостатика группы Ассура II2(45)
Схема нагружения начального звена
Формула строения механизма

схема механизма.frw

ТММ 3 лист.cdw

Определение минимального радиуса кулачка K
(Обеспечение силовой работоспособности)
Законы движения толкателя
Область удаления толкателя
Область возвращения толкателя

1-й лист чужой.cdw

План ускорений K=0039мс
План сил группы Ассура II
Положение механизма K
План сил начального звена K
Кинетостатика группы Ассура II
План скоростей K=0.0188мc мм
Кинематический анализ
Силовой анализ механизма
Кинетостатика начального звена
Кинетостатика группы Ассура II2(45)
Схема нагружения начального звена
Формула строения механизма

4-й лист.cdw

Схема планетарного механизма
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА
Картина линейных скоростей
Картина угловых скоростей
Порядок сборки планетарного механизма

Лист-3 (2).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

Чертеж3.cdw

Содержание изменения

Чертеж2.cdw

План ускорений K=0039мс
Содержание изменения
План скоростей K=0.0188мc мм