• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Анализ и синтез кривошипно-ползунного, зубчатого и кулачкового механизмов

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 321 KB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Анализ и синтез кривошипно-ползунного, зубчатого и кулачкового механизмов

Состав проекта

icon
icon
icon Лист 2.cdw
icon Лист 1.cdw
icon Лист 5.cdw
icon Записка.doc
icon Лист 3.cdw
icon Лист 4.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Лист 2.cdw

Лист 2.cdw

icon Лист 1.cdw

Лист 1.cdw

icon Лист 5.cdw

Лист 5.cdw
Диаграммы движения толкателя
Эскиз кулачкового механизма
Определение минимального радиуса кулачка

icon Записка.doc

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО РФ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по
теории машин и механизмов
Задание 4 вариант 4
Структурный анализ механизма.4
1. Кинематический синтез кривошипно-ползунного механизма.5
3. План скоростей и ускорений.7
3.1. План скоростей.7
3.2. План ускорений.9
4. Кинематические диаграммы.11
1. Обработка индикаторной диаграммы.12
2. Силовой расчёт группы Ассура второго класса.13
2.1.Определение сил инерции.13
2.2.Определение сил тяжести.14
2.3. Определение реакций в кинематических парах.14
3 Силовой расчёт механизма I класса.16
3.1 Определение силы тяжести.17
3.2 Определение реакций в кинематических парах.17
4 Рычаг Жуковского.18
Динамический расчет.19
1. Определение приведенных моментов сил.19
2.Определение кинетической энергии звеньев.21
3.Определение момента инерции маховика.22
Синтез зубчатых механизмов.23
1. Расчет элементов зубчатых колес.23
2. Профилирование зубчатых колес. 24
Проектирование кулачкового механизма.26
1. Построение диаграмм движения толкателя.26
2. Определение минимального радиуса кулачка.28
3. Профилирование кулачка.28
Результаты расчётов по программе ТММ1.29
Результаты расчетов по программе ТММ2.31
Список литературы.34
Задание 4. Самоходное шасси.
Основным механизмом двигателя внутреннего сгорания является кривошипно-ползунный механизм который преобразует возвратно-поступательное движение ползуна (поршня) 3 во вращательное движение кривошипа 1. Передача движения от ползуна к кривошипу осуществляется через шатун 2. Цикл движения поршней включает такты расширения выпуска и сжатия. Взорвавшаяся в камере сгорания рабочая смесь перемещает поршень из н.м.т. в в.м.т. Отработанные газы удаляются в выпускную систему. При выпуске цилиндр заполняется чистым воздухом который в такте сжатия сжимается до 15 мПа.
При расчетах принять: 1).звеньев: шатуна m2=q ползуна m3=03 кривошипа m1 = 2m2. 2). Центр масс шатуна в точке S2 с координатой AS2 = 035 AB. 3). Момент инерции относительно центра масс шатуна JS2 = 017m2l22. Кривошип уравновешен.
Целью данной курсовой работы является проектирование и исследование механизма «Самоходное шасси».
Структурный анализ механизма.
Кривошипно-ползунный механизм состоит из четырех звеньев:
Также имеются четыре кинематические пары:
I – стойка 0-кривошип OA
II – кривошип OA-шатун AB
III – шатун AB-ползун B
IV – ползун B-стойка 0.
I II и III являются вращательными парами
IV – поступательная пара.
Все кинематические пары являются низшими т.е. pнп=4 pвп=0.
Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева:
где n – число подвижных звеньев n =3
Pнп – число низших пар
Pвп – число высших пар.
По классификации И.И. Артоболевского данный механизм состоит из механизма I класса стойка 0-кривошип OA и структурной группы II класса второго порядка шатун AB-ползун B. Из этого следует что механизм является механизмом II класса.
Кинематический анализ.
1. Кинематический синтез кривошипно-ползунного механизма.
Первоочередной задачей проектирования кривошипно-ползунного механизма является его синтез т. е. определение размеров звеньев по некоторым первоначально заданным параметрам.
Ход ползуна S=011 м.
Эксцентриситет e=0 т.е. опоры механизма находятся на одном уровне.
Максимальный угол давления между шатуном и кривошипом max=12
Угловая скорость кривошипа 1105 c-1
Отношение длины кривошипа к длине шатуна l1l2 находим из AOB
Длину кривошипа l1 определяем из рассмотрения двух крайних положений механизма определяющих ход ползуна S
SOB1OB2l1l2l2l12l1(3)
Расстояние от точки А до центра масс S2 шатуна
План положений это графическое изображение механизма в n последовательных положениях в пределах одного цикла.
План положений строим в двенадцати положениях равностоящих по углу поворота кривошипа. Причем все положения нумеруем в направлении вращения кривошипа . Положения остальных звеньев находим путем засечек. За нулевое начальное положение принимаем крайнее положение при котором ползун наиболее удален от кривошипного вала начало работы хода. Начальное положение кривошипа задается углом 0 отсчитанным от положительного направления горизонтальной оси кривошипного вала против часовой стрелки. Для данного механизма 02356 рад. Кривая последовательно соединяющая центры S S S S масс шатуна в различных его положениях будет траекторией точки S2.
Выбираем масштабный коэффициент длин l:
где l1действительная длина кривошипа м
OAизображающий её отрезок на плане положений мм
Отрезок AB изображающий длину шатуна l2 на плане положений будет:
Расстояние от точки А до центра масс S2 шатуна на плане положений:
AS200913500019135 мм.
Вычерчиваем индикаторную диаграмму с таким же масштабом перемещения s0001 ммм в каком представлен план положений механизма для которой выбираем масштабный коэффициент давления
где Pmaxмаксимальное давление в поршне МПа.
Lpизображающий его отрезок на индикаторной диаграмме мм.
Кинематическую схему механизма вычерчиваем на листе 1 в указанном масштабном коэффициенте l0001 ммм.
3. План скоростей и ускорений.
План скоростей – это графическое изображение в виде пучка лучей абсолютных скоростей и точек звеньев и отрезков соединяющих концы лучей представляющих собой отношение скорости точек в данном положении механизма.
Определение плана ускорений аналогично определению плана скоростей.
Планы скоростей и ускорений будем рассматривать для пятого положения.
3.1. План скоростей.
Скорость точки А находим по формуле:
где 1 – угловая скорость кривошипа с-1.
l1 – длина кривошипа м.
Выбираем масштабный коэффициент плана скоростей V:
где VA скорость точки A мс
Pa изображающий ее отрезок на плане скоростей мм.
Из полюса P в направлении вращения кривошипа перпендикулярно к OA откладываем отрезок Pa изображающий вектор скорости точки A длиной 5775 мм.
Определяем скорость точки В:
где BA- вектор скорости точки B в ее вращательном движении относительно точки A перпендикулярно к оси звена AB.
Из точки а на плане скоростей перпендикулярно оси звена AB проводим прямую до пересечения с линией действия скорости точки B в результате чего получаем отрезок Pb235 мм изображающий вектор скорости точки B и отрезок ab50 мм изображающий вектор скорости звена AB.
Скорость точки S2 находим из условия подобия:
as2009135026150175 мм.
Соединив точку S2 с полюсом P найдем отрезок изображающий вектор скорости точки S2 т.е. Ps243 мм.
Если из произвольной точки отложить вектор VS2 для всех двенадцати положений и соединить их конечные точки плавной кривой то получим годограф скорости точки S2.
По результатам расчета программы ТММ1 строим годограф скорости точки S2.
Угловую скорость шатуна AB определяем по формуле:
3.2. План ускорений.
Находим нормальное ускорение точки A:
Выбираем масштабный коэффициент плана ускорений a:
где aA – нормальное ускорение точки A мс2
Pa – изображающий ее отрезок на плане ускорений мм.
Из полюса P откладываем отрезок Pa изображающий вектор нормального ускорения точки A кривошипа который направлен к центру вращения кривошипа.
Определяем ускорение точки B:
где вектор ускорения точки B в ее вращательном движении относительно точки A.
Определяем ускорение a:
Из точки a на плане ускорений проводим прямую параллельную оси звена AB и откладываем на ней параллельно отрезку AB в направлении от точки B к точке A отрезок an представляющий собой ускорение a в масштабе a.
Из точки n проводим прямую перпендикулярную оси звена AB до пересечения с линией действия ускорения точки B в результате чего получаем отрезок nb2923 мм изображающий вектор касательного ускорения звена AB и отрезок Pb4561 мм изображающий вектор скорости точки B.
Соединив точки a и b получим отрезок ab3067 мм изображающий вектор ускорения звена AB.
aBA306710130977 мс2.
Ускорение точки S2 находим из условия подобия:
as2009135026130671073 мм.
Соединив точку s2 с полюсом P найдем отрезок изображающий вектор скорости точки S2 т.е. Ps25343 мм.
aS2534310153964 мс2.
Если из произвольной точки отложить вектор aS2 для всех двенадцати положений и соединить их конечные точки плавной кривой то получим годограф ускорения точки S2.
По результатам расчета программы ТММ1 строим годограф ускорения точки S2.
Угловое ускорение шатуна AB определяем по формуле:
4. Кинематические диаграммы.
Строим диаграмму перемещений SBSB на основе двенадцати положений ползуна B0 B1 B2 B12 и соответствующих положений кривошипа A0 A1 A2 A12.
Находим масштабные коэффициенты:
длины: S=18·l S=18·0001=00018 ммм.
угла поворота кривошипа: 2L =2·314240=00262 радмм.
времени: t21L t=2·314105·240=00002492 смм.
Строим диаграмму скорости VBVB а масштабный коэффициент скорости выбираем равным:
Масштабный коэффициент ускорения a выбираем равным:
Относительная погрешность вычислений:
Значение в положении 5
Значение по результам расчета программы ТММ1
Относительная погрешность %
Основной задачей силового расчета является определение реакций в кинематических парах механизма и внешней уравновешивающей силы уравновешивающего момента являющейся реактивной нагрузкой со стороны отсоединенной части машинного агрегата.
В основу силового расчета положен принцип Даламбера позволяющий при приложении к звеньям инерционной нагрузки записать уравнения движения в форме уравнений равновесия. При этом рассматриваются статически определимые кинематические цепи группы Ассура и механизм I класса т.е. звено кривошипа.
1. Обработка индикаторной диаграммы.
Индикаторная диаграмма самоходной тележки представляет собой зависимость движущих сил от перемещения ползуна PfS рис. 2.
Для определения значения движущих сил для всех рассматриваемых положений механизма необходимо произвести графическую обработку индикаторной диаграммы. Давление Pi МПа на поршень в i-том положении определим путем измерения соответствующей ординаты y в мм на диаграмме с учетом масштабного коэффициента давлений p00556 МПамм подсчитанного в п. 2.2.
Движущая сила действующая на поршень Fдi Н будет равна:
где D – диаметр поршня м.
Результаты расчета сведены в таблицу №2. Знак (+) показывает что сила направлена вверх.
По результатам таблицы №2 строим диаграмму движущих сил Fд=Fд в масштабе F3785 Нмм.
2. Силовой расчёт группы Ассура второго класса.
Для выполнения силового расчёта необходимо знать значение сил действу- ющих на звенья механизма: силы тяжести движущие силы и силы инерции этих звеньев.
Силовой расчёт будем вести для пятого положения кривошипно-ползунного механизма.
От механизма начиная с исполнительного звена ползуна отсоединяется группа Ассура а точки разрыва этой группы заменяются реакциями.
2.1.Определение сил инерции.
Модули сил инерции звеньев определяем по формуле:
где mi-масса i-го звена кг
ai-ускорение центра масс i-го звена мс2 .
Подставив числовые значения получим:
Направления сил инерции противоположны направлениям соответствующих ускорений. Момент инерции шатуна определяется по формуле:
Систему сил инерции шатуна т.е. главный вектор сил инерции Ф2 приложенный в центре масс и момент сил инерции относительно центра масс приводим к одной силе Ф2 приложенной в некоторой точке K. Расстояние между линиями действия силы инерции и приведенной силой вычисляется по формуле:
Направление приведенной силы совпадает с направлением силы инерции а направление момента приведенной силы относительно точки S2 совпадает с направлением момента MФ2 Рисунок 2.
2.2.Определение сил тяжести.
Силы тяжести определяем по формуле:
где miмасса i-го звена gускорение силы тяжести.
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
Определение давлений в кинематических парах начинаем с рассмотрения равновесия группы Ассура 2-3 Рисунок 3: шатун AB – ползун B. На звенья этой группы действуют силы: движущая сила Fд силы тяжести G3 G2 результирующие силы инерции Ф3 Ф2 реакция R03 заменяющая действие стойки 0 на ползун 3 и реакция R12 заменяющая действие кривошипа 1 на шатун 2.
Силы приложенные в точке B приводим к одной силе F3.Величину этой силы определяем по формуле:
F3+360737685047540005 Н
Знак показывает что сила F3 направлена вверх.
Условие равновесия группы 2-3 выражается следующим образом:
Давление R12 раскладываем на две составляющие действующие вдоль оси звена AB – R и перпендикулярно к оси звена AB – R.
Составляющую R определяем из уравнения моментов всех сил действующих на шатун AB относительно точки B.
Применительно к рисунку 3 это уравнение можно записать так:
R 140846008325600175026144618 Н.
План сил строим в масштабе: F=346 Нмм.
Из произвольной точки последовательно откладываем вектора R F3G2 Ф2. Через конечную точку вектора Ф2 проводим линию действия реакции R03 а через начальную точку вектора R линию действия силы R. Получим точку пересечения. Соединив конечную точку вектора Ф2 с точкой пересечения получим вектор R03. Соединив точку пересечения с конечной точкой вектора R получим вектор R12. Умножив соответствующие длины на масштабный коэффициент получим R035536 H R1267989 H R67816 Н
Если из произвольной точки отложить вектор R12 для всех двенадцати положений то получим годограф реакции R12.
По результатам расчета программы ТММ1 строим годограф реакции R12 в масштабе R=1916 Нмм.
Если в каждом из двенадцати положений ползуна отложить вектор R03 и соединить их конечные точки плавной кривой то получим годограф реакции R03.
По результатам расчета программы ТММ1 строим годограф реакции R03R03SB в масштабе R4131 Нмм S0001 ммм.
Давление R32 в паре шатун – ползун определяем из условия равновесия ползуна:
По результатам расчета программы ТММ1 строим диаграмму реакции R32R321 в масштабе: R=13109 Нмм.
3 Силовой расчёт механизма I класса.
К кривошипу приложена сила тяжести G1 известная реакция R21R12. Неизвестная по значению и направлению реакция R01 показана в виде R и R .
Чтобы кривошип мог совершать вращение по заданному закону к нему со стороны отсоединённой части машинного агрегата должна быть приложена реактивная нагрузка в виде уравновешивающей силы Fy. Допустим что неизвестная по модулю уравновешивающая сила приложена перпендикулярно кривошипу в точке А.
Силу инерции кривошипа не определяем так как он уравновешен.
3.1 Определение силы тяжести.
Силу тяжести кривошипа определяем по формуле:
где m1 – масса кривошипа
g – ускорение силы тяжести.
3.2 Определение реакций в кинематических парах.
Давление R01 в паре кривошип-стойка и уравновешивающий момент My определяем из условия равновесия кривошипа ОА:
Силу Fy находим из условия:
Fy67989001950055=241052 Н
План сил строим в масштабе: F=8499 Нмм.
В соответствии с уравнением из произвольной точки последовательно откладываем вектора Fy R21 G1. Соединив конечную точку вектора G1 с начальной точкой вектора Fy получим вектор R01. Отложив параллельно OA из конца вектора G1 прямую до пресечения с линией действия вектора Fy получим вектор R. Соединив конечную точку вектора R с начальной точкой вектора Fy получим вектор R. Умножив соответствующие длины на масштабный коэффициент получим: R0167071Н.
По результатам расчета программы ТММ1 строим диаграмму реакции R01R011 в масштабе R=13109 Нмм.
Уравновешивающий момент My определяется по формуле:
My2410520055=13258Нм
По результатам расчета программы ТММ1 строим диаграмму уравновешивающего момента MуMу1 в масштабе: M6819 Нммм.
С целью проверки правильности силового расчета механизма уравновешивающий момент My определяем с помощью рычага Жуковского.
На план скоростей предварительно повёрнутый на 90 градусов вокруг полюса в соответствующие точки переносим все заданные силы включая силы инерции и уравновешиващую силу. Из условия равновесия плана скоростей как рычага определяем уравновешивающую силу Fy последнюю прикладываем в точке a считая ее как бы приложенной в точке A кривошипа и направляем ее перпендикулярно линии кривошипа ОА.
FyPФ2h4G2h5F3Pb0(51)
FyФ2h4G2h5FPbPa (52)
F13971308 25627 54007123 5775
Определяем величину уравновешивающего момента:
Значение в положении № 5
Динамический расчет.
1. Определение приведенных моментов сил.
Приведенный момент движущих сил М приложенный к звену приведения определяется из условия равенства мгновенных мощностей т. е. Мощность развиваемая М равна сумме мощностей развиваемых силами и моментами сил действующими на звенья машинного агрегата. Так для кривошипно-ползунного механизма с вертикальным движением ползуна если в качестве звена приведения принимается вал кривошипа приведенный момент движущих сил и сил тяжести Нм равен:
Силы берутся по модулю знак перед угловой скоростью учитывает что вращения кривошипа направлено против часовой стрелки
После подстановки числовых данных получим:
М50472358176823581–256430632(–105) –11285 Нм
Приведенный момент сил сопротивления M в дальнейшем предполагается постоянным по величине т. е. Mconst и находится из условия равенства работ движущих сил и сил сопротивления за цикл установившегося движения.
По распечатке ТММ1 строим диаграмму MM приведенных моментов движущих сил и сил тяжести в функции угла поворота звена приведения. Принимаем масштаб моментов равным M=10946 Нммм а масштаб углов поворота звена приведения: =0026 радмм
Выбираем масштабный коэффициент работ равным
где yA – отрезок в пятом положении на диаграмме работ движущих сил мм.
Aд5=–1471410351=–152305 Дж.
Полагая что приведенный момент М сил сопротивления имеет постоянную величину во всех положениях звена приведения строим диаграмму Aс=Aс соединив начальную и конечную точки диаграммы Aд=Aд.
где yA – отрезок в десятом положении на диаграмме работ сопротивления мм.
Ac5=–463610351=–47987 Дж.
Диаграмму моментов сил сопротивления MM строим в масштабе:
где yM – отрезок в пятом положении на диаграмме приведенного момента сопротивления мм.
M1675810946=18343 Нм.
2.Определение кинетической энергии звеньев.
Вычитая из ординат диаграммы Aд=Aд соответствующие ординаты диаграммы Aс=Aс и откладывая разность на соответствующих ординатах получаем график: TT масштаб диаграммы T=10431 Джмм.
Определяем приращения кинетической энергии всей машины вместе с маховиком
T5–15230547987–104318 Дж
Кинетическую энергию звеньев механизма с переменным приведенным моментом инерции определяем по формуле:
T261429220783235822003(–1927)223177 Дж
Приведенный момент инерции определяем по формуле:
I23177105200057632 кгм2
Изменение кинетической энергии звеньев машинного агрегата с постоянным приведенным моментом инерции Дж
T–1043183177–107487 Дж
По результатам расчёта программы ТММ1 строим диаграммы TT T2= T2 T1T1 в масштабе =10 Джмм =1 Джмм
Далее определяются минимальные T и максимальное T значение из массива T а затем максимальное изменение кинетической энергии звеньев с постоянным приведенным моментом инерции Дж
T1076632569 –105104 Дж
3.Определение момента инерции маховика.
Приведенный постоянный момент инерции звеньев машинного агрегата необходимый для обеспечения требуемой неравномерности движения:
где - коэффициент неравномерности вращения кривошипа
I–10510400095·1049352–10047 кгм2
Дополнительное значение постоянной составляющей приведенного момента инерции т. е. момент инерции маховика определяется из выражения:
где I- приведенный к кривошипу момент инерции всех вращающихся масс кгм2
I–10047035–10397 кгм2
4.Определение закона движения звена приведения.
Для определения истинного значения угловой скорости звена приведения вычисляются средние значения изменения кинетической энергии:
T(–107663–2559)2–55111 Дж
и среднее значение кинетической энергии звеньев с постоянным приведенным моментом инерции
T–1004710493522–5531554 Дж
Определяем кинетическую энергию
T–5531554551113177 –5473266 Дж
Определяем угловую скорость звена приведения:
Угловое ускорение звена приведения берем из результатов расчета программы ТММ1: 1(10)=497 с-2.
По результатам расчета программы ТММ1 строим диаграммы 11и 11 для которых масштабные коэффициенты равны: 001 с-1мм 1 с-2мм.
Синтез зубчатых механизмов.
1. Расчет элементов зубчатых колес.
Параметры зуборезной рейки:
- модуль рейки m=3 мм
- угол профиля рейки 0=20.
Параметры нулевого зацепления.
Радиус делительной окружности:
Радиус основной окружности:
Радиус начальной окружности:
Радиус окружности впадин:
Радиус окружности вершин:
Межосевое расстояние:
Толщина зуба по делительной окружности:
Параметры корригированного зацепления рассчитываем по программе ТММ2. Исходные данные: число зубьев шестерни Z1=13 число зубьев колеса Z2=17 модуль m=3 мм.
2. Профилирование зубчатых колес.
Выбираем масштаб построения таким образом чтобы высота зуба h на чертеже была не менее 4050 мм. При этом масштабный коэффициент: l=01 ммм
Выбираем положение центров О1 и О2 осей зубчатых колёс Z1 и Z2 расстояние между которыми равно a. Из центров О1 и О2 проводим окружности радиусы которых соответствуют:
- начальным окружностям: rw1=195 мм rw2=255 мм
- делительным окружностям: r1=195 мм r2=255 мм
- окружностям вершин: ra1=225 мм ra2=285 мм
- окружностям впадин rf1=1575 мм rf2=2175мм
- основным окружностям: rb1=1832 мм rb2=2396 мм.
Проводим линию зацепления MN. Она должна проходить через полюс зацепления P под углом 200 к линии перпендикулярной межосевой линии О1О2 и при этом быть касательной к основным окружностям rb1 и rb2.
Находим активный участок линии зацепления ab. Точки a и b являются точками пересечения линии зацепления MN с окружностями вершин ra1 и ra2.
Последовательность построения зуба:
- проводим ось симметрии зуба
- проводим ряд радиусов ri в пределах от радиуса окружности выступов ra до радиуса основной окружности rb
- откладываем на каждом из радиусов ri по обе стороны оси симметрии половину толщины зуба Si2
- соединяем плавной линией полученные точки
- проводим окружность впадин rf и соединяем построенные участки с окружностью впадин переходной кривой r 025m0253075 мм.
Построенный профиль зуба устанавливаем на чертеже таким образом чтобы он разместился между окружностями вершин ra и впадин rf а полюс P касался его боковой поверхности. Аналогично строится профиль зуба колеса z2.
Проводим ось симметрии двух других зубьев шестерни и колеса.
Строим рабочие участки профилей зубов то есть те участки которые участвуют в зацеплении. Чтобы найти эти участки нужно на профиле шестерни найти точку сопрягаемую с крайней точкой головки зуба колеса и наоборот. Для этого через точку a из центра O2 проводится дуга радиусом O2a до пересечения с профилем зуба колеса. Для того чтобы выделить рабочие участки профилей зуба на расстоянии 152 мм проводим линии параллельные боковым поверхностям зубьев и заштриховываем полученные области.
Построение графиков качественных показателей:
Проводим линии перпендикулярные MN.
По результатам расчета программы ТММ2 строим диаграмму коэффициента скольжения fx для которой выбираем масштаб: =01ммм.
На оси x откладываем расстояния x1 x2 а на оси значения i. Полученные точки соединяем плавной линией.
Аналогично строим корригированное зацепление. Корригированное зацепление представляет собой зацепление с более благоприятными качественными характеристиками по сравнению с нулевым зацеплением в частности устранён подрез зубьев.
Проектирование кулачкового механизма.
1. Построение диаграмм движения толкателя.
Начертим согласно заданию диаграмму аналога ускорения движения толкателя S=S выбрав масштабный коэффициент
где pпдсо угол рабочего хода град.
L отрезок изображающий угол рабочего хода на чертеже.
дс угол дальнего стояния
41802902200023 радмм.
Откладываем по оси абсцисс отрезки в масштабе эквивалентные углам п дс о. Делим отрезки соответствующие п и о на шесть равных частей. Строим диаграмму аналога ускорения толкателя s''=s'' в пределах углов у и в.
Чтобы обеспечить одинаковый масштаб на всех участках диаграммы S''=S'' необходимо выполнить условие:
где hп hо - максимальные ординаты диаграммы S=S на участках о п соответственно.
Проинтегрировав графически диаграмму аналога ускорения толкателя S=S получим диаграммы аналога скорости толкателя S=S.
Проинтегрировав графически диаграмму аналога скорости S=S получим диаграмму перемещения толкателя S=S.
Для того чтобы масштабы диаграмм были равны необходимо выполнить условие:
Находим масштабный коэффициент перемещения толкателя который будет равен масштабным коэффициентам скорости и ускорения толкателя
где h - ход толкателя м
Smax - отрезок изображающий ход толкателя на чертеже мм.
2. Определение минимального радиуса кулачка.
Минимальный радиус кулачка определяются из условия незаклинивания заключающегося в том чтобы угол давления γ для всех положений механизма на его рабочей фазе был меньше допустимого максимального значения γmax :
На практике для кулачковых механизмов с поступательно движущимся толкателем принимают:
Графический метод решения этой задачи основывается на следующей зависимости:
Этот метод состоит в следующем:
По полученным результатам графического интегрирования S=S и S=S строим график зависимости аналога скорости толкателя S от перемещения S. При этом ось S направляем вверх а значения S откладываем влево на фазе подъема и вправо на фазе опускания. Масштабные коэффициенты по обеим осям принимаются равными масштабным коэффициентам диаграмм S=S и S=S т.е. SS. Соединяя полученные точки получаем график S - S в форме замкнутой кривой
Проводим две касательные к полученному графику под углом γmax к оси S. Пересекаясь эти касательные ограничивают некоторую область плоскости.
Центр вращения кулачка О1 выбираем в заштрихованной области. Так как кинематические диаграммы симметричны (п = о) и е=0 то для получения минимальных размеров механизма центр вращения кулачка выбираем в точке О1 пересечения касательной с осью S.
Минимальный радиус кулачка romin м будет равен отрезку ОО1 в мм с учетом масштаба S:
romin5142 00002001028 м.
3. Профилирование кулачка.
Проводим окружность romin с центром в точке 0 в масштабе: l=00001.
Линию движения толкателя проводим через центр вращения кулачка в соответствии с заданной структурной схемой кулачкового механизма. На пересечении этой линии с окружностью получаем точку В0.
От луча ОВ0 откладываем в сторону противоположную вращению кулачка фазовые углы п дс о.
Делим углы п и о на равные части согласно графику SS. Через полученные точки деления 1 2 3 проводим лучи 01 02 03 .
В направлении относительного движения толкателя от начальной окружности радиуса r0 откладываем отрезки 11' 22' 33' соответствующие в масштабе l перемещениям толкателя S1 S2 S3 .
Соединяем полученные точки B0 1' 2' плавной кривой получаем центровой профиль кулачка на фазах подъема и опускания. В пределах фазового угла дс центровой профиль кулачка очерчивается дугой максимального радиуса R=О6.
Через точки B0 1' 2' проводим полуокружности радиусом равным радиусу ролика rр (с учетом масштаба l). Радиус ролика выбираем равным:
Огибающая по всем этим полуокружностям является действительным (рабочим) профилем кулачка.
Выделяем действительный профиль кулачка и толкатель с роликом и пружиной в положении соответствующем заданной схеме кулачкового механизма.
Кулачковый механизм проектируем на 5 листе.
Теория механизмов и машин. Учебник для втузов Под редакцией К.В. Фролова. М.: Высшая школа1987.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред. А.С. Кореняко 5-е издание. Киев: Вища школа1970.
Проектирование зубчатых механизмов с применением ЭВМ в диалоговом режиме: Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов машин Самарский Государственный Технический Университет; Сост. А. С. Неймарк И. Н. Булавинцев Самара 1993.
Синтез кулачковых механизмов с применением ЭВМ в диалоговом режиме: Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов и машин Самарский Государственный Технический Университет; Составители: А.С. Неймарк Э.Э. Рыжов И.Н. Булавинцев. Самара 1993.

icon Лист 3.cdw

Лист 3.cdw
Диаграмма движущих сил
Диграммы приведенных моментов
Диграмма кинетической энергии звеньев
Диграмма приращения кинетической энергии маховика
График изменения углового ускорения кривошипа
График изменения угловой скорости кривошипа
Диграмма кинетической энергии машины

icon Лист 4.cdw

Лист 4.cdw
зубчатого зацелпения
Станочное зацепление
Корригированное зацепление

Рекомендуемые чертежи

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 8 часов 2 минуты
up Наверх