Механизм перемещения резца долбежного станка

2-лист.doc

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННОЙ СИЛЫ.
Приведенной называется такая сила которая будучи приложена к точке приведения развивает мощность равную сумме мощностей развиваемых приведенными силами и моментами сил в тот же момент времени.
Определим приведенную силу (РПР) в перманентном (установившимся) движении методом закона передачи сил.
Рассчитаем силу РПР для «2» положения:
РПР = (± G3 n3s3 ± G4 n4s4± G5 n5s5 + PPXPVe5 ) PVb1.
Для переменного знака ± введем правило:
Знак выбирается в зависимости от угла α (α – угол между вектором Gi и nisi)
Если угол α тупой то ставится знак « + »;
Если угол α острый то ставится знак « – »;
Силу сопротивления на рабочем ходу берем РРХ при движении ведомого звена на холостом ходу берем РХХ причем при движении на рабочем ходу от одного крайнего положения ведомого звена до другого крайнего положения также должны учитывать величину хода h в случае если есть положения механизма попадающие в область холостого хода (например радиусом h*005 ) то следует брать в формуле для расчета приведенной силы силу сопротивления РХХ.
Для положения «2» механизма:
РПР = (-4512627-313925459 -451265519+ 46005533) 7967= 25142[Н].
Вычислим значения приведенной силы для каждого положения механизма результат вычислений сведем в таблицу 5.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННЫХ МОМЕНТОВ СИЛ СОПРОТИВЛЕНИЯ И СИЛ ДВИЖУЩИХ.
Приведенный момент сил сопротивления вычислим по формуле:
МПР2 = РПР2 LAB [Нм]
МПР2 = 25142 019 = 4777 [Нм]
Для остальных положений механизма полученные значения сведем в таблицу 5.
ПОСТРОЕНИЕ ДИАГРАММЫ ПРИВЕДЕННЫХ МОМЕНТОВ СИЛ СОПРОТИВЛЕНИЯ В ЗАВИСИМОСТИ ОТ УГЛА КРИВОШИПА (ВЕДУЩЕГО ЗВЕНА).
Выбираем масштабные коэффициенты:
Кφ = (2 ) L = (2 314) 180 = 00349 [мм -1];
КМ = МПРmax МПРmax .
Где МПРmax – максимальное значение приведенного момента сил сопротивления из таблицы 5.
МПРmax – максимальное значение ординаты для диаграммы моментов сил сопротивления.
КМ = 58595 130= 451 [Нммм];
РАССЧИТАЕМ МОМЕНТ СИЛ ДВИЖУЩИХ СЧИТАЯ ЕГО ПОСТОЯННОЙ ВЕЛИЧИНОЙ.
Определим площадь плоской фигуры образованной диаграммой приведенных моментов сил сопротивления (МС) и осью φ (угла поворота ведущего кривошипа за равные интервалы времени):
n = 1243614 180 = 6909 [мм] где n – высота графика МДВ
тогда МДВ = n КМ = 6909451 = 31159 [Нм].
ПОСТРОЕНИЕ ДИАГРАММ РАБОТ СИЛ СОПРОТИВЛЕНИЯ И СИЛ ДВИЖУЩИХ ДИАГРАММЫ ИЗБЫТОЧНОЙ РАБОТЫ.
Методом графического интегрирования диаграмм МС и МДВ строим диаграммы работ сил сопротивления АС и работы сил движущихся АДВ при этом масштабный коэффициент диаграммы работ определим по формуле:
КА = 45100349544=856[Джмм].
Диаграмма избыточной работы за цикл строится под диаграммой работ сил движущих и сил сопротивления путем вычитания:
Для «2» положения механизма:
ΔА2 = 381856 – 3162856 =5538[Дж]
Коэффициент масштабный диаграммы избыточных работ.
К ΔА = 3993 998 = 4 [Джмм].
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННОГО МОМЕНТА ИНЕРЦИИ МЕХАНИЗМА.
Применяем закон сохранения кинетической энергии при этом рассмотрим виды движения совершаемые звеньями механизма:
Звено 1 – ведущее (кривошип) совершает вращательное движение –
Звено 3 – совершает вращательное движение;
Звено 4 – совершает плоское движение;
Звено 5 – совершает поступательное движение;
Тi = miV2Si – при поступательном движении.
Учитываем кинетическую энергию тех звеньев которые имеют массы.
JПРi = JA + JS33212 + JS44212 + m4 VS4212+ m5 VE5212
где JA – момент инерции звена 1 относительно оси вращения;
JS3 – момент инерции звена 3 относительно т. S3 (центра тяжести);
JS4 – момент инерции звена 4 относительно оси вращения вычислим по формуле:
JПР2 = 053+13 26212562+13927212562+32167212562+ 46166212562= 2385[кгм2]
Для всех остальных положений механизма найденные значения сведем в таблицу 5.
Строим график приведенного момента инерции в масштабе:
КJ = JПРmax JПРmax = 99 1414 = 007 [кгм2мм]
Где JПРmax – максимальное значение приведенного момента инерции из таблицы 5.
JПРmax – максимальное значение ординаты для графика приведенного момента инерции.
РАСЧЕТ МАХОВИКА МЕТОДОМ ЭНЕРГОМАСС (КРИВАЯ ВИТТЕНБУЭРА).
Методом графического исключения угла φ из диаграмм
JПР = JПР(φ) и ΔА = ΔА(φ) строим замкнутую кривую Виттенбуэра
т.е. зависимость изменения кинетической энергии в функции приведенного момента инерции. Затем проводим касательные аа’ и bb’ к кривой Виттенбуэра под углами ymax и ymin к оси JПР которые отсекают на оси ординат отрезок ab через который определяем момент инерции маховика по формуле:
Углы определим в свою очередь по формулам:
tg (ymax) = KJ 12 (1+ ) 2 К ΔА = 00712562(1+004)24 = 1435
тогда ymax = arctg ( 1435 ) = 5510.
tg (ymin) = KJ 12 (1 – ) 2 К ΔА = 00712562(1–004)24 = 1325
тогда ymin = arctg ( 1325 ) = 530.
касательные отсекают отрезок ab = 23257 мм.
JМХ = 23257 4 004 12562 = 14743
Используем формулу для момента инерции маховика со спицами:
где D – средний диаметр обода [м]
G – вес обода маховика.
Принимаем D = 6LAB = 6019 = 114 [м].
Тогда G = 4 g JМХ D2 где коэффициент запаса 4.
G = 498114743 1142 = 44514 [Н].
Определяем площадь поперечного сечения обода маховика используя равенство G = γ V = γ p D S.
Где γ – удельный вес материала маховика [Нм3].
Для чугуна γ = 72 104 [Нм3].
Из условия прямоугольного сечения обода маховика имеем:
S = b h = 08 b2 где h = 08 b тогда
где S = G γ p D = 44514 72 104 314114 = 0017 [м2].
h = 08 b = 080146 = 0117 м.
Диаметр D = 114 м = 1140 мм.
Ширина маховика h = 0117 м = 117 мм.
Ширина обода маховика b = 0146 м = 146 мм.
Диаметр ступицы и цапфы выбираем из конструктивных соображений:
dЦ = 80 [мм];dС = 200[мм].
Масштабный коэффициент эскиза маховика: KL = 11495 = 0012 [ммм].
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИСТИННОЙ УГЛОВОЙ СКОРОСТИ ВЕДУЩЕГО ЗВЕНА ПОСЛЕ ПОСТАНОВКИ МАХОВИКА.
max = 1 (1+ 2) = 1256( 1+0042 ) = 1281 [с-1].
min = 1 (1– 2) = 1256( 1-0042 ) = 1231 [с-1].
Применим теорему об изменении кинетической энергии системы механизма тогда энергия в положении a’:
(JПРa’+JМХ)max2 – (JПР i +JМХ) i2 = ΔА a’ – ΔА i.
где JПРa’=1279[кгм2] приведенный момент соответствующий положению механизма при котором избыточная работа максимальна а значит приращение кинетической энергии в нашем случае ΔАmax имеет значение ΔА = 8611 [Дж].
(в первом положении) и обозначена на чертеже буквой a’.
Результаты расчета i для каждого положения механизма сведем в таблицу 5.
Определим значение угловой скорости ведущего звена во втором положении:
II = (1279+14743)12812 – 28611+5538 = 1275[с-1].
Найдем приращение Δ = i – min. и построим график приращения угловой скорости ведущего звена Δi = Δi (φ)
В масштабе КΔ = Δmax Δmax [с-1мм].
КΔ = 0502 1195 = 00042 [с-1мм].
Результаты вычислений для всех положений механизма сведем в таблицу 5.
ПОСТРОЕНИЕ ПЛАНА СКОРОСТЕЙ И УСКОРЕНИЙ ДЛЯ ВТОРОГО ПОЛОЖЕНИЯ МЕХАНИЗМА С УЧЕТОМ ИСТИННЫХ ЗНАЧЕНИЙ E1и W1.
Учитывая истинные значения e1 и w1 строим:
а) уточненный план скоростей для второго положения механизма:
Угловая скорость ведущего звена.
VB1 = VA + VB1A где VB1A = 1 LAB = 1275019 = 242 [м с-1]
чертежное значение вектора скорости кривошипа в точке В:
Pvb1 = VB1 KV = 242003 = 8067 [мм]
б) уточненный план ускорений для второго положения механизма:
в системе уравнений будет учитываться касательная составляющая ускорения т.к. e1 0 .
Для того чтобы определить угловое ускорение ведущего звена во втором положении механизма необходимо построить касательную к графику приращения угловой скорости ведущего звена Δi = Δi (φ) тангенс угла наклона касательной дает истинное значение углового ускорения 1:
Пусть отрезки Δ = 1045[мм] и Δφ = 1187[мм] тогда
= ( 1045 1187 ) 1275 00042 00349 = 135 [с-2].
аB1A = 1 LAB = 135019 = 025 [м с-2]
n1b1 = аB1A Ka = 025 04 = 064 [мм]
аnB1A = 21 LAB = 12752019 = 309 [м с-2]
Угловые ускорения звеньев:
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА.
Силовой анализ будем проводить для второго положения механизма.
Целью является определение реакций в кинематических парах механизма а также уравновешивающих моментов возникающих от внешних сил и сил инерций.
). Определяем силовую нагрузку на механизм.
G3 = m3 g = 46981 = 45126(H).
G4 = m4 g = 32981 = 31392(H).
G5 = m5 g = 46981 = 45126 (H).
Направление этих векторов сил тяжести всегда вертикально и направлено вниз.
Точка приложения вектора силы тяжести в точке центра тяжести звена.
). Определяем инерционную нагрузку на механизм.
Силы инерции действующие на механизм вычисляются по формулам:
В скалярной форме:Риi = mi * aSi.
Ри3 = m3 * aS3 = 46615 = 2829 (H).
Ри4 = m4 * aS4 = 3215 = 480 (H).
Ри5 = m5 * aS5 = 461752 = 80592 (H).
Направление этих векторов сил инерций всегда противоположно ускорениям центров тяжестей. Точка приложения вектора силы инерции в точке центра тяжести звена.
). Определяем моменты сил инерций.
Моменты сил инерций вычисляются по формулам:
В скалярной форме:Миi = i * JSi.
Ми1 = 1 * JА = 135053 =072 (H*м).
Ми3 = 3 * JS3 = 17413 = 2262 (H*м).
Ми4 = 4 * JS4 = 039139 = 054 (H*м).
Направление вектора момента силы инерции всегда противоположно угловому ускорению звена.
). Вектор силы сопротивления рабочего хода Рр.х. всегда направлен против вектора скорости ведомого звена.
). Покажем схему механизма.
). Рассмотрим группу Ассура 4 5. Связи заменим реакциями.
1). определяем реакции связей R05 R34.
Рассмотрим равновесие звеньев статически определимой группы Ассура:
Степень подвижности W для плоского механизма по формуле Чебышева:
W = 3*n – 2*P5. в нашем случае W = 0.
На основании II принципа Даламбера запишем векторное уравнение всех сил действующих на структурную группу:
Ррх + G5 + Pи5 + G4 + Pи4 + R05 + R34 + Rn34 = 0. (1)
Учтем что в отброшенной поступательной кинематической паре реакция связи всегда известна по направлению (но не известен модуль и точка приложения) а в отброшенной вращательной кинематической паре у реакции связи известна точка приложения (шарнир) но не известен модуль и направление вектора этой реакции разложим реакцию по теореме Вариньона на две составляющие (параллельно звену и перпендикулярно).
2) рассмотрим отдельно равновесие 4 звена. Связи заменим реакциями.
На основании II принципа Даламбера запишем векторное уравнение всех сил действующих на это звено:
G4 + Pи4 + Rn54 + R54 + R34 + Rn34 = 0. (2)
Составим уравнение равновесия:
R34= (G4*x2 – Ри4*х3 + Ми4) lED = (3139200186-48000186+054)064 =
3) рассмотрим отдельно равновесие 5 звена. Связи заменим реакциями.
Ррх + G5 + Pи5 + Rn45 + R45 + R05 = 0. (4)
Fх = 0; -R45 + R05 =0;(5)
Fу = 0;Ррх + Pи5 -G5+Rn45 = 0;(6)
МЕ5 зв(F) = 0; R05 х1 = 0; (7)
из уравнения (5): R45 = R05 (Н)
из уравнения (6): Rn45 = -Ррх -Pи5+G5= -4600-80592+45126=-495466 (Н)
из уравнения (7): х1 = 0 . (м)
4) определим неизвестные реакции из уравнения (1) графическим методом (построением плана сил).
Выберем масштабный коэффициент:
КР = Ррх Ррх = 4600100 =46 (Нмм)(8)
R05 = R05 * КР = 74846 = 33408 (Н); (9)
R34 = R34 * КР = 1135546 = 52243 (Н); (10)
) Рассмотрим группу Ассура 2 3. Связи заменим реакциями.
На основании II принципа Даламбера запишем векторное уравнение всех
сил действующих на структурную группу:
R43 + G3 + Pи3 + R12 + Rn12 + R03 = 0. (11)
1) рассмотрим отдельно равновесие 2 звена. Связи заменим реакциями.
Fх = 0; Rn12 = 0;(12)
Fу = 0; R32 - R12 = 0;(13)
МВ(F) = 0; - R32 * Х3 = 0; (14)
из уравнения (13): R32 = - R12. (Н)
из уравнения (12): Rn12 = 0 (Н)
из уравнения (14): Х3 = 0. (м)
2) рассмотрим далее группу Ассура 2 3.
R12 =(-G3*х4+Ми3 +Ри3 *х4 +R43*х5) lВС =
= (-45126031+2262+2829031+52243063)0722=45217 [Н]
3) определим неизвестные реакции из уравнения (11) графическим методом (построением плана сил).
R03 = R03 * КР = 101546 = 4669 (Н);(16)
) рассмотрим равновесие ведущего звена.
На основании II принципа Даламбера запишем векторное уравнение всех сил
действующих на это звено:
R21 + R01 + PУР = 0. (17)
МА(F) = 0; R21 * х6 - Ми1 - PУР * (18)
из уравнения (21): PУР = R21 * х6 + Ми1 lАВ = (45217 0151+
+072) 019 = 35904 (Н)
1) строим план сил ведущего звена в масштабе КР.
R01 = R01 * КР = 59746 = 27462 (Н);(20)
). определим КПД механизма.
NПС – мощность полезных сил сопротивления.
NТР – потеря мощности на трение в кинематических парах.
NПС = МУР * 1 = 68221275 = 86977 (Вт)
где МУР = PУР * LAB = 35904019 =6822 (Н*м)
NТР = NврА + NврС + NврВ + NпостВ + NврD + NврЕ + NпостЕ
NврА = R01 * fЦ * rЦ * (1) = 274620130021275 = 9104 [Вт]
NврС = R03 * fЦ * rЦ * (3) = 4669013002266 = 32 [Вт]
NврВ = R12 * fЦ * rЦ * (1 - 3) = 45217013002(1275-266) = 1186 [Вт]
NпостВ = R23 * f *VB1B3 = 4521701148 = 6692 [Вт]
NврD = R34 * fЦ * rЦ * (3 - 4) = 52243013002(266+275) = 751 [Вт]
NврЕ = R45 * fЦ * rЦ * (4) = 49659013002275 = 3551 [Вт]
NпостЕ = R05 * f *VЕ5 = 3340801168 = 5613 [Вт]
NТР = 9104+32+1186+6692+751+3551+5613= 104881 [Вт].
h = 86977 (86977 +104881) = 87 %.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРАВНОВЕШИВАЮЩЕЙ СИЛЫ МЕТОДОМ РЫЧАГА ЖУКОВСКОГО.
(закон сохранения мощностей где Ni = F iV I cos( F i V i) )
На план скоростей повернутый на 900 по часовой стрелке в соответ-ствующие точки переносим и силы и моменты действующие на механизм в данном положении и принимая план скоростей за рычаг нагруженными этими силами составляем уравнение моментов относительно полюса плана скоростей.
РУРPvb1KV + Ми33 – Ми44 + Ми11 – ( РРХ + Ри5)Pvе5KV - Ри45554*
*KV + G45554KV – Ри327KV + G5 5615KV + G3 27KV = 0.
РУР = (–2262266+0721275–054275+(4600+80592)5615003+
+4805554003+282927003-451265615003-313925553003-
-4512627003) 8067003 = 3486 [Н].
Определим погрешность вычислений.
Δ = (35904– 3486) 35904100% = 29 %.

2-лист.cdw

график момента движущих сил и момента сил сопративления Км=4.51 Н
график избаточных работ К
график приращения угловой скорости К
график приведенных моментов инерции Кj=0.07 кг
Рычаг Жуковского Кv=0.03 м
Курсовой проект по ТММ
график работы движущих сил и сил сопративления Ка=8.56 Джмм

1-лист.cdw

Диаграмма скоростей K'v=0.05мс
Диаграмма ускорений K'а=0.719мс
Курсовой проект по ТММ
Диаграмма перемещений K's=0.00417ммм
План механизма Kl=0.005ммм
механизм перемещения резца долбежного станка

1-лист.doc

Структурный анализ механизма
По формуле Чебышева подсчитываем степень подвижности механизма:
где - число подвижных звеньев;
- число низших кинематических пар;
- число высших кинематических пар;
Определим наиболее удаленную от ведущего звена группу Ассура. Определим ее класс и порядок.
Проверим степень подвижности оставшейся части механизма
Отсоединим следующую группу Ассура. Определим ее класс и порядок.
Механизм первого класса
Запишем формулу образования механизма и определим его класс
Получили в целом механизм II класса
Построение плана механизма
Для того чтобы изобразить механизм на чертеже необходимо подобрать масштабный коэффициент длины:
Выявим крайнее положение механизма в котором скорость ведомого звена равна нулю. Построим механизм в 12-ти положениях проведя развертку траектории движения звеньев механизма.
Переменные длины звена ВС для каждого положения.
Определение скоростей точек механизма
Определим скорость т. В ведущего звена (для второго положения) условно приняв угловую скорость ведущего звена постоянной и равной:
где - число оборотов ведущего звена(120 об.мин.).
Выберем масштаб построения планов скорости приняв предварительное значение отрезка равным 70 мм. Тогда предварительное значение масштаба.
Принимаем масштаб построения планов скоростей
Определяем значение отрезка
Составим векторные уравнения для определения скоростей всех точек механизма обозначающих кинематические пары и скорости которых не равны нулю.
в) скорость точки найдем по теореме подобия
Запишем формулы для определения угловых скоростей звеньев механизма не совершающих поступательного движения.
По теореме подобия получаем формулы скоростей для центров тяжести звеньев
Произведем расчет линейных и угловых скоростей для второго положения механизма.
Таблица скоростей для каждого положения механизма
Определение ускорений
Определяем ускорение точки В1 ведущего звена (во втором положении) при условии что .1=0
Выберем масштаб построения планов ускорений приняв предварительное значение отрезка равным 70 мм. Тогда предварительное значение масштаба.
Принимаем масштаб построения планов ускорений
Составим векторные уравнения для определения ускорений тех же точек механизма которые были выбраны для векторных уравнений скоростей.
Запишем формулы для определения угловых ускорений звеньев механизма не совершающих поступательного движения и угловая скорость которых не постоянна.
По теореме подобия получаем формулы ускорений для центров тяжести звеньев для которых заданы веса и траектории движения которых не являются прямыми линиями.
Произведем расчет линейных и угловых ускорений для второго положения механизма
Таблица ускорений для каждого положения механизма
Построение кинематических диаграмм
Выбираем масштабный коэффициент построения диаграммы изменения линейной скорости ведомого звена механизма в зависимости от времени (при условии что )
Определяем масштабный коэффициент времени по формуле
где - число оборотов ведущего звена.
- отрезок изображающий время одного оборота ведущего звена (примем равным 180 мм).
Методом графического интегрирования (метод площадей) диаграммы построим диаграмму перемещения ведомого звена механизма .
Масштабный коэффициент диаграммы определяем по формуле
Определяем максимальное перемещение ведомого звена на плане механизма
и на диаграмме перемещения
где - максимальный ход ведомого звена на плане механизма мм;
- максимальная ордината на диаграмме перемещений мм;
Определим ошибку при определении хода ведомого звена в процентах.
Методом графического дифференцирования диаграммы построим диаграмму ускорений ведомого звена механизма . Масштабный коэффициент диаграммы определим по следующей формуле
Значение ускорений ведомого звена и значения ошибок при их определении в нулевом и втором положениях механизма внесем в таблицу.

3-лист.doc

Синтез зубчатых передач.
) Коэффициент высоты головки зуба ha*=1.0.
) Профильный угол рейки a=20º.
) Число сателлитов выбирается максимально возможным.
Число оборотов электродвигателя n1=2880 обмин.
Передаточное отношение планетарной ступени i1H= 018
Модуль планетарной ступени: m1=2 мм.
Модуль непланетарной ступени: m2=2.25 мм.
Числа зубьев: колеса 5 Z5=15
Коэффициент смещения: х5 = 023 х6 = 043.
III.1. Геометрический расчет передачи.
Делительный шаг зубьев:.
Радиусы делительных окружностей:
Радиусы основных окружностей:
Из таблицы: =23о15; cos= 0.023845;
=23о20; cos= 0.024114.
Используем формулу линейной интерполяции:
Межцентровое расстояние:
Радиусы начальных окружностей:
Делительная высота ножек зубьев:
Делительная высота головок зубьев:
где где y – коэффициент воспринимаемого смещения
Проверка из условия равенства высоты зубьев колес:
Радиусы окружностей вершин зубьев:
Радиусы окружностей впадин зубьев:
Делительная окружная ширина впадин зубьев:
Делительная окружная толщина зубьев:
Проверка по величине делительного шага зубьев:
III.2. Эксплуатационное зацепление.
Зацепление пары зубчатых колес образует эксплуатационное зацепление.
). Откладываем межцентровое расстояние аW и проводим окружности: впадин вершин основные начальные и делительные ().
). Отмечаем полюс зацепления p. Проводим линию зацепления N5N6 как касательную к основным окружностям.
). Выделяем рабочий участок линии зацепления АВ ограниченный точками пересечения линии зацепления с окружностями вершин зубьев.
). По дугам делительных окружностей откладываем шаг зацепления и толщины зубьев. Последние делим пополам и проводим оси симметрии зубьев.
). Строим профиль зубьев. Пользуясь шаблонами профилей переносим профиль зуба на чертеж зацепления.
). Показываем дуги зацепления. Дугой зацепления называется дуга начальной окружности стягивающая центральный угол на который поворачивается колесо за время контакта одной пары зубьев.
). Выделяем на эвольвентных профилях активные профили зубьев. Для этого найдем положение нижних точек активных профилей зубьев. Разобьем линию АВ на отрезки точками активного участка профиля зуба (А 1 2 3 4 5 6 7 8 9 В) и снесем эти точки на профили зубьев получим сопряженные участки профилей зубьев.
III.3. Построение графика коэффициентов удельного скольжения.
Коэффициенты удельного скольжения определяются по формулам:
где - радиусы кривизны поверхностей в сопряженных точках мм
Для всех точек значения занесем в таблицу
Строим графики коэффициентов удельного скольжения.
Масштабные коэффициенты:
III.4. Определение коэффициента перекрытия.
Сравненим с полученным на чертеже
III.5. Синтез планетарного редуктора
Определение коэффициента
Определение предельных значений передаточных отношений задаваясь числом сателлитных блоков
сведем все вычисленные значения в таблицу
Определение коэффициента К3
К3 принимаем равным 2
Определение числа зубьев передачи
Проверка по условию соостности
Проверка по условию соседства
Проверка по условию сборки
Определение геометрических параметров планетарной передачи мм
4.Графическое исследование планетарного механизма
Чертим схему механизма в масштабе Kl= 05мммм по рассчитанным геометрическим размерам
Определение окружной скорости 1 колеса мс
Определение масштабного коэффициента для скорости м смм
Определение скорости водилы Н мс
Определение передаточного отношения
Определение погрешности

3-лист.cdw

Эксплуатационное зацепление
Диаграмма коэффициентов удельного скольжения
=0.02 (1мм) Кl=0.15(мммм)
Схема планетарного редуктора и картина линейных и угловых скоростей
Кl=0.5(мммм) Kv=1.59(мс*мм)
Курсовой проект по ТММ

4-лист.doc

Синтез кулачкового механизма.
Максимальный ход толкателя 30 мм. Фазовый угол удаления j1=140°. Фазовый угол верхнего стояния j2=45°. Фазовый угол приближения j3=130°. Допустимый угол давления aДОП=45°. Длина толкателя L=145 мм.
Аналитическое решение.
По заданным законам движения толкателя кулачкового механизма в виде функции ускорения определяем уравнения аналога скорости и перемещения методом интегрирования.
Вычисляем значения полученных функций и по полученным данным строим диаграмму перемещения аналога скорости и ускорения толкателя. Вычисленные значения сводим в таблицу
Выбираем масштабный коэффициент и строим диаграммы перемещения толкателя аналога скорости и ускорения. Угол поворота кулачка разбиваем по 10°.
Масштабные коэффициенты:
IV.2 Определение минимального радиуса кулачка.
Для определения минимального радиуса основной шайбы толкателя RО необходимо построить график перемещения в функции аналога ускорения. К полученному графику проводим касательные под допустимым углом давления aДОП=45°. Пересечением касательных определяется разрешенная зона для выбора радиуса основной шайбы толкателя RО. В пределах этой зоны выбираем точку. Расстояние от этой точки до начала координат является радиусом основной шайбы толкателя RО.
IV.3 Построение профиля кулачка.
В масштабе проводим окружность радиуса RО=37мм. делим ее по 10 градусов на лучах соответствующих прямому ходу откладываем значение перемещения. Потом проводим перпендикуляр - это и есть плоскость толкателя. Строим огибающую касающуюся этих плоскостей - это профиль кулачка.

4-лист.cdw

Диаграмма аналога скорости Кv=0.2(ммрад
Диаграмма аналога ускорения коромысла Ка=0.3(ммрад
Курсовой проект по ТММ
Профиль кулачка Kl=0.3(мммм)
Диаграмма перемещения Кs=0.3(мммм)