Проектирование и исследование механизма качающегося конвейера

Лист 2.cdw

Найти: реакции в кинематических парах и движущий момент М
Сумма всех сил для звеньев 2 и 3
Сумма всех сил для звена 2
Результаты силового расчета
Сумма всех сил для звеньев 5 и 9
Сумма всех сил для звена 1
Проектирование и исследование
механизма качающегося
МГТУ им. Н. Э. Баумана
Тероия механизмов и машин

Лист 1.cdw

Теория механизмов и машин
Пректирование и исследование
механизма качающегося
Определение закона движения
МГТУ им. Н. Э. Баумана
Функциональная схема

Лист 3.cdw

)=AA'AA''=78.589199.82364=8
Проектирование и исследование
маханизма качающегося
Проектирование зубчатой передачи
и планетарного редуктора
Теория механизмов и машин
МГТУ им. Н. Э. Баумана

РПЗ 26вар..docx

Московский ордена Ленина ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени государственный технический университет
Факультет «Робототехники и комплексной автоматизации»
Кафедра «Теории механизмов и машин»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ
к курсовому проекту на тему:
«Проектирование и исследование механизма качающегося конвейера»
Задание №26 вариант Б
Руководитель проекта: Тимофеев Г.А
Расчетно–пояснительная записка к курсовому проекту “ Проектирование и исследование механизмов качающегося конвейера” содержит 65 страниц машинописного текста формата А4 27 рисунков 2 таблицы; курсовой проект выполнен на 4 листах формата А1.
В расчетно-пояснительной записке приведены: проектирование механизма определение закона движения звена приведения силовой расчёт механизма проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи проектирование двухрядного планетарного редуктора со смешанным зацеплением проектирование кулачкового механизма с качающимся роликовым толкателем.
Аннотация (реферат) 2
Краткое описание работы механизмов установки . 5
Определение закона движения механизма ..8
1.Определение недостающих размеров механизма с учётом дополнительных параметров ..8
2.Определение кинематической передаточной функции звена 5 9
3. Определение средней угловой скорости начального звена 15
4. Определение перемещения материала относительно желоба 16
5. Определение параметров динамической модели . 19
6. Построение диаграммы сил трения приложенных к желобу в зависимости от его положения .. ..20
7. Приведение масс 21
8.Приведение сил и определение движущего момента. 22
9. Расчет работ и кинетических энергий 24
10. Определение размеров маховика .. .26
11. Определение угловой скорости начального звена .. 27
Силовой расчет механизма 28
1 Исходные данные для силового расчета механизма 28
2 Построение планов скоростей и ускорений .30
2.1. Построение плана скоростей .30
2.2. Построение плана ускорений 31
3. Определение главных векторов и главных моментов сил инерции .33
4. Кинетостатический силовой расчет механизма .34
4.1. Силовой расчет группы звеньев 4-5 . 34
4.2. Силовой расчет группы звеньев 2-3 .34
4.3. Силовой расчет начального звена 1 .. 37
Проектирование зубчатой передачи 39
1 Выполнение геометрического расчета эвольвентной передач .. 39
2 Определение геометрических параметров зубчатой передачи с использованием ЭВМ 41
3. Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи 46
4 Построение профиля зуба колеса изготовляемого реечным инструментом 48
5 Построение проектируемой зубчатой передачи.. 49
6 Проектирование планетарного редуктора . ..50
7 Проверка передаточного отношения планетарного редуктора графическим способом . .. .53
Проектирование кулачкового механизма с качающимся толкателем 54
1 Исходные данные 54
2 Построение графиков скорости ускорения и перемещения толкателя 55
3 Определение основных размеров механизма . .62
4 Построение профиля кулачка 63
5. Построение графика угла давления . 63
Список использованной литературы .65
Краткое описание работы механизмов установки
Проектирование и исследование механизма качающегося конвейера
Качающийся конвейер (рис. 1) предназначен для перемещения сыпучего материала в горизонтальном направлении. В качестве привода использован электродвигатель 10 и зубчатая передача состоящая из планетарного редуктора 11 и простой зубчатой пары Z5 Z6. Подача материала на желоб 5 из бункера 9 осуществляется во время совместного движения желоба и материала механизмом подачи состоящим из кулочка 7 с толкателем 8. Закон изменения ускорения толкателя см. рис. 4.1
Механизм транспортировки материала состоит из желоба 5 на роликовых опорах 6 совершающего возвратно-поступательное движение за счет движения звеньев основного шарнирно-рычажного механизма 1 2 3 4. Желоб при своем движении увлекает за счет сил трения насыпанный на него материал. Движение материала совместно с желобом возможно при величине силы трения
Если ускорение желоба то имеет место относительное движение материала вдоль желоба за счет накопленной ранее энергии. В этот период между желобом и материалом существует сила трения за счет которой обеспечивается равнозамедленное движение материала по желобу до момента выравнивания их скоростей. Передвижение материала по желобу осуществляется со скоростью
где -скорость желоба в момент отрыва материала при .
Когда скорости материала и желоба сравниваются по величине и направлению материал с желобом будут перемещаться опять вместе с одинаковой скоростью. Сила трения между желобом и роликовыми опорами
Наименование параметра
Угол качания коромысла
Угол начального положения коромысла
Коэффициент изменения скорости ведомого звена 3
Угловая координата кривошипа 1 для силового расчета
Вес материала в желобе
Коэффициент трения скольжения между материалом и желобом в покое
Коэффициент трения скольжения между материалом и желобом в движении
Приведенный коэффициент трения между желобом и роликовыми опорами
Число оборотов электродвигателя
Маховой момент ротора электродвигателя
Приведенный к валу кривошипа маховой момент планетарного редуктора зубчатой пары и коленчатого вала
Число оборотов кривошипа
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа
Дуговое перемещение центра ролика толкателя
Максимальный угол давления в кулачковом механизме
Угол рабочего профиля кулачка
Модуль зубчатой передачи Z5 Z6
Число сателлитов в планетарном редукторе
Определение закона движения механизма
1. Определение недостающих размеров механизма с учётом дополнительных параметров
Дано: угол качания коромысла угол начального положения коромысла коэффициент изменения скорости ведомого звена 3 ход желоба м
По заданным условиям определяем основные размеры механизма.
Коэффициент изменения средней угловой скорости выходного звена 3- это отношение средних угловых скоростей качания при обратном и прямом ходах.
Угол между 2 крайними положениями
Механизм в крайних положениях
Примем угол между О1О3 и горизонталью равным 15°.
Примем обозначения:
Для определения размеров механизма составим систему из 4 уравнений в которой 4 неизвестных:
Решим её численно используя среду «Mathcad» пользуясь процедурой Given-Find.
Определим размер из подобия треугольников
2.Определение кинематической передаточной функции звена 5.
Данную задачу решим аналитическим методом используя метод замкнутых контуров Зиновьева. Чтобы найти передаточную функцию звена 5 должна быть известна передаточная функция угла поворота звена 3: . Введём систему координат xy как показано на рисунке и запишем координаты точек А B C.
Координаты точек A B C:
Раскроем скобки и упростим выражение
Разложим косинус суммы
Теперь приведём подобные члены в уравнении (1)
Для упрощения записи примем обозначения
Уравнение(1) в преобразованном виде:
Чтобы решить эту систему представим левую часть в виде косинуса разности. Для этого поделим выражение на
тогда можно записать
тогда т.к. функция косинус четная то имеет два значения и
Т.к. функция косинус четная то мы получаем 4 решения уравнения (1) (зависимости )
Построим их графики в среде «Mathcad»
Решение должно удовлетворять условиям:
Этим 3 условиям удовлетворяет решение состоящее из 2 решений объединённых на интервалах
На интервале и это решение
На интервале это решение
Найдём точки пересечения графиков и
Абсцисса т. С есть передаточная функция звена 5 т. к. их перемещения в горизонтальном направлении совпадают. Зависимость перемещения желоба от угла поворота кривошипа
Аналог скорости желоба
Аналог ускорения желоба
3. Определение средней угловой скорости начального звена.
Среднюю угловую скорость начального звена находим по формуле:
По согласованию с консультантом значение угловой скорости было изменено на значение радс. Это связано с тем что ускорение желоба становилось больше критического ускорения груза на 2 интервалах причём на одном интервале значение ускорения желоба отрицательное на втором интервале оно положительное. Это вызвало бы некорректную работу конвейера. Поскольку отклонение угловой скорости начального звена от ее среднего значения невелики то для кинематических расчетов принимаем допущение .
4. Определение перемещения материала относительно желоба.
Значение критического ускорения желоба при котором начинается скольжение груза по желобу получим:
Приравнивая значения и находим угол угол поворота кривошипа в момент начала скольжения груза скорость и перемещение желоба в момент начала скольжения.
Ускорение груза на интервале скольжения
Скорость груза на интервале скольжения
Полученное уравнение является уравнением прямой в координатах .
Скольжение груза относительно желоба заканчивается в тот момент когда скорости груза и желоба становятся одинаковыми значит точка пересечения графика скорости с этой прямой и является искомой точкой окончания скольжения.
Приравнивая скорости и находим угол окончания скольжения.
После окончания скольжения груз двигается совместно с желобом.
На рис. 1.4.1 1.4.2 1.4.3 представлены искомые зависимости ускорения скорости и перемещения груза и желоба в зависимости от угла поворота начального звена.
перемещения материала относительно желоба за цикл равно
5. Определение параметров динамической модели
Динамическую модель рассматриваемой системы представляем в виде вращающегося звена (см. рис. 1.5.) закон движения которого совпадает с законом движения начального вена 1 механизма.
Предполагаем что масса груза включена в рассматриваемую систему на интервалах совместного движения желоба и груза. На интервале скольжения груз исключается из системы. Причём в моменты перехода к скольжению и обратно масса системы изменяется мгновенно.
6. Построение диаграммы сил трения приложенных к желобу в зависимости от его положения.
При наличии скольжения силы трения определяются значением коэффициента трения скольжения и направлены против относительной скорости. Поэтому силу трения между желобом и роликами рассчитываем по формуле
Сила трения действующая на желоб 5 со стороны груза при отсутствии скольжения груза по желобу равна нулю а при скольжении определяем следующим образом:
Соответствующие графики показаны на рис 1.6
Приведенный момент инерции второй группы звеньев рассчитываем с учетом масс груза и желоба . Массами и моментами инерции остальных звеньев пренебрегаем ввиду их малости.
Так как желоб 5 и груз 9 движутся поступательно то моменты инерции рассчитываем по следующим формулам:
На рис. 1.7 показаны графики приведенных моментов инерции груза и желоба.
8.Приведение сил и определение движущего момента.
Приведенный момент сил сопротивления рассчитываем с учетом силы трения действующей на желоб 5 со стороны роликовых опор силы трения действующей на желоб 5 со стороны груза 9 и силы трения действующей на груз 9 со стороны желоба 5 то есть:
Так как при отсутствии скольжения груза по желобу сила трения действующая на желоб 5 со стороны груза 9 и сила трения действующая на груз со стороны желоба равны по величине и противоположны по направлению а скорости точек приложения этих сил одинаковы то сумма приведенных моментов этих сил равна нулю.
На интервале скольжения груз не входит в рассматриваемую систему поэтому
Работа сил трения за цикл
Приведенный момент движущих сил
где - разность перемещений груза и желоба в конце цикла; - ход желоба.
После вычислений получаем что
На (рис. 1.8) показаны графики приведенных моментов.
Приведенный суммарный момент рассчитываем по формуле:
9 Расчет работ и кинетических энергий.
Получив зависимость следует определить как изменяется кинетическая энергия всего механизма в процессе его движения. Для этого надо проинтегрировать по обобщённой координате. Интегрирование проводится по участкам . При функция имеет разрывы равные величине разрыв вниз разрыв вверх.
Запишем формулы для вычисления кинетической энергии на 3 участках:
Кинетическая энергия второй группы звеньев находим по формуле:
Изменение кинетической энергии первой группы звеньев вычисляем по формуле:
Необходимый момент инерции первой группы звеньев определяем по формуле:
где - наибольшее изменение кинетической энергии первой группы звеньев.
После вычислений получаем следующие значения:
Соответствующие графики приведены на рис. 1.9
10 Определение размеров маховика.
Момент инерции маховика определяется по формуле
Переведём маховый момент из системы МКГСС в СИ.
Где кг*м2 приведённый к валу кривошипа момент инерции планетарного редуктора зубчатой передачи и коленчатого вала.
кг*м2 момент инерции ротора электродвигателя.
Моменты инерции звеньев заданы относительно центра масс в системе МКГСС. Переведём их в СИ.
кг*м2 момент инерции кривошипа.
Определим параметры маховика:
внешний диаметр маховика
11 Определение угловой скорости начального звена (Рис. 1.9).
Из последнего соотношения следует что изменение угловой скорости начального звена пропорционально изменению кинетической энергии звеньев I группы так как является величиной постоянной. В связи с этим построенный график может являться и графиком угловой скорости если принять равенство соответствующих координат: .
Начало координатных осей на графике определяется ординатой:
Начало координатных осей на графике кинетической энергии механизма определяется ординатой:
Где - расстояние между и прямой .
Силовой расчет механизма.
1 Исходные данные для силового расчета механизма.
Угловая координата кривошипа для силового расчета .
В данном положении механизма груз движется совместно с желобом их ускорения одинаковы по величине и направлению.
Моменты инерции звеньев механизма
Силы тяжести звеньев механизма
вес 1 звена и маховика
Угловая скорость в заданном положении механизма:
Определим угловое ускорение
Второй способ определения угловой скорости и углового ускорения.
Разность оказывается небольшой
Расчетная схема механизма приведена на рис. 3.1
2 Построение планов скоростей и ускорений.
2.1. Построение плана скоростей.
Линейную скорость точки А звена 1 находим по формуле для вращательного движения
Для нахождения скорости точки В составим векторное уравнение плоского движения
Угловую скорость звеньев 2 и 3 определяем по следующим формулам:
План возможных скоростей представлен на рис. 4.2.1
2.2. Построение плана ускорений.
Ускорение точки А звена 1 определяется по формуле вращательного движения
Ускорение точки В определяем совместным решением векторного уравнения плоского движения точки В вокруг точки А: уравнения вращательного движения звена 3: .
Тангенциальные составляющие ускорений найдем из плана ускорений
По величинам тангенциальных составляющих угловое ускорение звеньев 2 и 3
Определим ускорение центра масс второго звена
Определим нормальное ускорение центра масс третьего звена
Ускорение центра масс звена 3 и точки С звена 3:
Ускорение точки D звена 5 определяем из решения векторного уравнения сложного движения точки D относительно точки С
План ускорений показан на рис. 2.2.2
3. Определение главных векторов и главных моментов сил инерции.
Главные векторы сил инерции:
Главные моменты сил инерции:
4. Кинетостатический силовой расчет механизма.
4.1. Силовой расчет группы звеньев 4-5.
Рассмотрим звенья 4 и 5 (рис. 2.4.1).
Векторное уравнение сил для звена 5:
Векторное уравнение сил для звена 4:
4.2. Силовой расчет группы звеньев 2-3.
Cоставляем уравнение моментов относительно точки B для звена 2 из которого определяем нормальную составляющую силы
Сумма моментов для звена 3 относительно точки позволяет найти нормальную составляющую силы
Векторное уравнение для группы звеньев 2-3 позволяет графически определить силы и
Для определения реакции в шарнире B составим векторное уравнение для звена 2
4.3. Силовой расчет начального звена 1.
Векторное уравнение сил для звена 1 позволяет графически определить силу
Сумма моментов для звена 1 относительно точки дает возможность рассчитать значение движущего момента
Таким образом найдем погрешность в движущем среднем моменте найденном на первом листе
Проектирование зубчатой передачи.
Необходимо спроектировать цилиндрическую зубчатую передачу осуществляемую колесами 5 и 6. В качестве известных параметров принимается:
модуль зубчатых колёс m=5 мм;
число зубьев шестерни
число зубьев колеса
Параметры исходного контура реечного инструмента: =20; ha*=1;
1 Выполнение геометрического расчета эвольвентной передачи
). Радиусы делительных окружностей колес:
). Радиусы основных окружностей колес:
). Наименьшее число свободных от подрезания зубьев на колесе без смещения:
). Коэффициенты наименьшего смещения исходного контура:
). Угол зацепления передачи
). Коэффициент воспринимаемого смещения:
). Коэффициент уравнительного смещения:
). Радиусы начальных окружностей:
). Межосевое расстояние:
). Радиусы окружностей вершин:
). Радиусы окружностей впадин:
). Высота зубьев колес:
). Толщина зубьев по дугам делительных окружностей:
). Углы профиля на окружностях вершин зубьев колес:
). Толщины зубьев по дугам окружностей вершин:
). Толщина зуба S0 исходного производящего контура по делительной прямой равная ширине впадины e0 :
). Радиус скругления основания ножки зуба:
). Шаг по хорде делительной окружности шестерни:
).Коэффициент торцового перекрытия:
).Коэффициент торцового перекрытия (для косозубой передачи):
где - коэффициент осевого перекрытия; - коэффициент ширины зубчатого венца выбираемый из условий прочности и износостойкости зуба.
2 Определение геометрических параметров зубчатой передачи
с использованием ЭВМ.
Исходные данные программы.
Число зубьев шестерни
Угол наклона образующей
Главный угол профиля исходного производящего контура
Коэффициент высоты головки исходного производящего контура
Коэффициент радиального зазора
Межосевое расстояние
Идентификаторы обозначения и наименования результирующих величин.
Радиусы делительных окружностей
Радиусы основных окружностей
Коэффициент высоты головки исходного контура
Коэффициент радиального зазора в торцовом сечении
Главный угол профиля исходного контура в торцовом сечении
Радиус кривизны переходной кривой
Шаги по хордам делительных окружностей
Наименьшее число зубьев без смещения
Наименьшие коэффициенты смещения исходного производящего контура
Толщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой
Коэффициенты смещения исходного производящего контура
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Радиусы начальных окружностей
Межосевое расстояние передачи
Радиусы окружностей вершин
Радиусы окружностей впадин
Толщина зубьев по дуге делительных окружностей
Угол зацепления передачи
Толщина зубьев по дугам окружностей вершин
Коэффициент торцового перекрытия
Суммарный коэффициент перекрытия
Коэффициенты скольжения
Коэффициент удельного давления
Расчёт зубчатой передачи
********Исходные данные*******
z_1=11 - число зубьев шестерни
z_2=21 - число зубьев колеса
m=5000 - нормальный модуль
betta=0000 - угол наклона зубьев
Параметры исходного производящего контура
alfa=20000 - угол профиля
h_a=1000 - коэффициент высоты головки зуба
c_=0250 - коэффициент радиального зазора
Межосевое расстояние не задано!
********Результаты расчёта*******
x_2=0500 - коэффициент смещения колеса (задаёмся)
r_1=27500 - радиус делительной окружности шестерни
r_2=52500 - радиус делительной окружности колеса
rb_1=25842 - радиус основной окружности шестерни
rb_2=49334 - радиус основной окружности колеса
p_t=15708 - шаг торцовый
m_t=5000 - модуль торцовый
alfa_t=20000 - угол профиля торцовый
h_ta=1000 - коэффициент высоты головки зуба торцовый
c_t=0250 - коэффициент радиального зазора торцовый
p_ft=1900 - радиус скругления основания ножки зуба
p__1=15495 - шаг по хорде делительной окружности шестерни
p__2=15649 - шаг по хорде делительной окружности колеса
zt_min=17097 - наименьшее на колесе число зубьев без смещения свободных от подрезания
xt_min_2=-0228 - коэффициенты наименьшего смещения исходного контура
s_0t=7854 - толщина зуба s_0t исходного производящего контура по делительной прямой равная ширине впадины e_0t
3. Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи.
От выбора коэффициентов смещения во многом зависит геометрия и качественные показатели зубчатой передачи. В каждом конкретном случае коэффициенты смещения следует назначать с учетом условий работы зубчатой передачи.
Спроектировать зубчатую передачу с минимальными габаритными размерами массой и требуемым ресурсом работы можно только в том случае если будут правильно учтены качественные показатели т.е. коэффициенты удельного давления определяющие контактную прочность зубьев передачи коэффициенты скольжения характеризующие в определенной степени абразивный износ коэффициент перекрытия показывающий характер нагружения зубьев и характеризующий плавность работы передачи. При этом немаловажное значение имеют габаритные размеры и масса спроектированной передачи.
Необходимо учитывать общие рекомендации по выбору коэффициентов смещения x1 и x2:
)проектируемая передача не должна заклинивать;
)коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого > [];
)зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой Sa > [Sa].
Значения коэффициентов x1 и x2 должны быть такими что бы предотвратить все перечисленные явления. Расчетные коэффициенты смещения должны быть выбраны так чтобы не было подрезания и заострения зубьев. Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем а отсутствие заострения – при максимальном значении коэффициента смещения следовательно должно выполняться неравенство x1min > x1 > x1max
Основными видами повреждений зубьев колес учитываемыми в методах расчета являются следующее:
а) выкашивание и отслаивание материала на боковых поверхностях зубьев преимущественно в окрестностях мгновенной оси относительного вращения (полюса зацепления) вызываемое высокими контактными напряжениями в поверхностном слое зубьев;
б) излом зубьев у вершины в случае их чрезмерного заострения или у основания где имеют место наибольшие изгибные напряжения;
в) истирание боковых поверхностей зубьев (абразивный износ) наблюдающееся в большей степени в плохо герметизированных передачах;
г) заедание зубьев возникающее от разрыва масляной пленки; возникновению заедания благоприятствуют высокие контактные напряжения и большие относительные скорости и ускорения зубьев.
Ограничение по коэффициенту перекрытия может привести к тому что значения придется выбирать из более узкой области значений каковой будет область дозволенных решений по []. Принимаем =1.1 . Коэффициент перекрытия у косозубой передачи больше при прочих равных условиях чем у прямозубой передачи вследствие того что пара зубьев входит в зацепление не одновременно всей своей длиной а постепенно. Это обстоятельство увеличивает продолжительность работы одной пары зубьев что свидетельствует о целесообразности применения косозубой передачи особенно с увеличением степени точности изготовления колёс. Понятие «торцевой коэффициент смещения» имеет формальный характер вносящий определённую систематизацию в технику геометрических расчётов.
Для средненагруженных передач можно попытаться уменьшить износ подбором коэффициентов смещения. Для этого необходимо выбирать значения таким чтобы получить значения 1 и 2 либо равными либо такими чтобы наибольшие значения коэффициентов скольжения были пропорциональны твердостям материала зубьев колес.
Учитывая все ранее сказанное принимаем значение x1=05 x2=05
4 Построение профиля зуба колеса изготовляемого реечным инструментом.
Для того чтобы высота зуба была не меньше 50 мм выбрали масштаб построения: 5000 ммм.
Профиль зуба колеса образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает реальный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура а переходная кривая профиля зуба - закругленным участком.
5 Построение проектируемой зубчатой передачи.
По вычисленным на ЭВМ параметрам построили проектируемую зубчатую передачу.
6 Проектирование планетарного редуктора.
Передаточное отношение планетарного механизма от колеса 1 к водилу В
Модуль зубчатых колёс планетарного механизма
Число сателлитов в планетарном механизме
Дан планетарный двухрядный редуктор со смешанным зацеплением.
Подставляя второе уравнение системы в первое получим:
Деля числитель и знаменатель последнего выражения на получим выражение:
Проектируемый редуктор должен удовлетворять следующим требованиям:
Он должен обеспечивать необходимое передаточное отношение. Для этого записывают выражение связывающее между собой количество зубьев колес планетарного редуктора (Z1Z2Z3Z4) и заданное передаточное отношение. В нашем случае выражение имеет вид:
). Должно соблюдаться условие соосности т.е. оси центральных колес при назначенных Z должны совпадать с осью водила. В нашем случае выражение условия соосности имеет вид:
) Должно выполняться условие соседства (совместности) т.е. должна быть возможность размещения нескольких сателлитов по общей окружности в одной плоскости без соприкосновения друг с другом. Выражение условия соосности имеет вид:
) Должно соблюдаться условие сборки т.е. должна обеспечиваться возможность одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при равных углах между сателлитами:
=n где n - целое число.
)Должно соблюдаться условие отсутствия подрезания т.е. при колесах нарезанных стандартным инструментом без смещения (при ; ) Z1min Z2min должно быть больше 18 а Z4min должно быть не меньше 85. А Z4min – Z3min >=8
Исходя из вышеперечисленных условий находим количества зубьев с помощью метода сомножителей. Находим значение выражения .
и раскладываем полученное число на сомножители А B C D которым числа зубьев должны быть соответственно пропорциональны. Чтобы обеспечить соосность механизма вводят дополнительные множители поставленные в скобки:
С учётом соосности для этой схемы:
Общий сомножитель q подбираем так чтобы все числа зубьев были целыми и выполнялись условия по количеству зубьев перечисленные в начале этого пункта. Выбираем q=9
Следовательно все условия выполняются.
Рассчитали диаметры колес в планетарном редукторе:
7 Проверка передаточного отношения планетарного редуктора графическим способом.
Построили схему механизма в масштабе l=1000 ммм.
Нашли передаточное отношение графическим способом:
Задали произвольный отрезок АА который изображает линейную скорость точки А. Так как колёса вращаются вокруг оси О то закон распределения линейных скоростей изобразили линией 1 проходящей через точки О и А.
Второе колесо имеет в точке А точно такую же скорость.
В точке В блок сателлитов имеет скорость которая изображена отрезком ВВ. В точке В водило имеет такую же линейную скорость. Водило вращается вокруг О. Поэтому закон распределения линейных скоростей по водилу изображается линией В проходящей через точки О и В. Углы 1 и H отложены в одну сторону от вертикали т.е. входное и выходное звенья вращаются в одну сторону.
Т.к. ошибка намного менее допустимой рассчитанные параметры принимаем.
Проектирование кулачкового механизма с качающимся толкателем.
Угол рабочего профиля:
Дуговое перемещение центра ролика толкателя:
Допустимый угол давления:
2 Построение графиков скорости ускорения и
перемещения толкателя
Построение графиков скорости ускорения и перемещения толкателя выполняем с помощью программной среды Mathcad.
Текст программы представлен ниже
Проектирование кулачкового механизма
дуговое перемещениецентра ролика толкателя
максимальный угол давления в кулачковом механизме
угол рабочего профиля кулачка
Из закона изменения аналога скорости толкателя:
Кинематические диаграммы
Угол дальнего выстоя:
Рассчитаем углы в характерных точках
Принмаем максимальные значения аналогов ускорения токателя в фазах
удаления и сближения равным единице:
Проведём интерполяцию графика аналога ускорений кусочно-линейной функцией
Построим график аналога скоростей:
Проведём интерполяцию графика аналога скоростей
расчёт мин радиуса кулачка и смещения толкателя
3 Определение основных размеров механизма
Выбираем точку из которой радиусом равным длине толкателя проводим дугу окружности. По хордам последовательно откладываем перемещения точки на расстояниях соответствующих перемещению толкателя в данном положении взятые из графика перемещений в масштабе .
От полученных точек откладываем отрезки кинематических передаточных функций в масштабе перпендикулярно линии перемещения толкателя и вдоль толкателя.
Перемещение толкателя и кинематические передаточные функции необходимо изображать в одном масштабе для того чтобы избежать искажения угла давления.
Длины отрезков изображающие кинематические передаточные функции вычисляем по формуле:
Получаем фазовую картину в виде кривой (рис.4.3).
К кривой строим касательные под углом и ниже пересечения касательных получаем область допустимых радиусов кулачковой шайбы.
Расстояние от точки до точки и есть радиус начальной шайбы кулачка.
4 Построение профиля кулачка
Для этого воспользуемся методом обращения движения: мысленно всему механизму сообщается скорость тогда кулачок будет неподвижен а толкатель вращаться вокруг него с угловой скоростью .
Из центра О проводим окружности радиусами и . Точку О соединяем с произвольно выбранной точкой на окружности радиуса . От луча в направлении откладываем угол рабочего профиля кулачка . Дугу соответствующую углу делим на части в соответствии с делением оси на графике . Из точек проводим дуги радиусом .От точек 012 на окружности радиуса по дугам откладываем в масштабе перемещения точки L толкателя.
Соединяем полученные точки плавной кривой получаем теоретический(центровой) профиль кулачка. Для получения действительного (рабочего) профиля кулачка необходимо построить эквидистантный профиль который отстоит от центрового на величину радиуса ролика =0.032 м .
Действительный профиль кулачка получается как огибающая к дугам очерченным из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.
5. Построение графика угла давления.
Точка О1 прямыми соединяется с точками 0 2 4 .. 22 24 на фазовом портрете из этих же точек проводятся прямые нормальные к толкателю в этом положении измеряются полученные углы и в масштабе:
соответствующие им отрезки откладываются на графике.
В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:
) Определен закон движения звена приведения машины. Построены диаграммы передаточных функций моментов инерции работ кинетических энергий. Было установлено что для данной установки требуется введение дополнительной маховой массы с моментом инерции J= кг*м2
) Для заданного положения механизма проведен силовой расчет определены реакции в кинематических парах механизма и движущая сила действующая на звено 1. Погрешность полученная в ходе сравнения результатов первого и второго листа составила 6.5%.
) Спроектирована эвольвентная цилиндрическая зубчатая передача с числами зубьев колёс и . Коэффициентами смещения X1=X2=0.5 были подобраны из условия недопустимости подрезания заострения зубьев и наиболее оптимальной работы передачи.
) Спроектирован двухрядный планетарный редуктор со смешанным внутренним и внешним зацеплением с отношением u1h =8 и числами зубьев z1=54 z2 =54 z3 =18 z4=126.
) Спроектирован кулачковый механизм с возвратно-вращетельным движением роликового толкателя. Допустимый угол давления в кулачковом механизме составляет при рабочем угле профиля кулачка раб=140 [град] и максимальном ходе толкателя hT=0045 [м]. Радиус начальной шайбы центрового профиля мм и радиусом ролика толкателя =32 мм.
Список использованной литературы
Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие под редакцией Г.А. Тимофеева Н.В. Умнова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана - 2010.
Сборник заданий для курсового проектирования по дисциплине «Основы проектирования машин. Часть 1. Теория механизмов и механика машин»: Учебное пособие С. А. Попов В. Б. Тарабарин Г. А. Тимофеев и др.; Под ред. С. А. Попова. - М.: Изд-во МГТУ 1993.
«Решение задач динамики для инерционных транспортеров» под ред. А.К. Мусатова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана-2003.
Тарабарин В.Б «Проектирование простых и сложных зубчатых механизмов»: Методическое указание к выполнению курсового проекта по курсу ТММ. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана -2003.

Лист 4.cdw

График перемещения толкателя в зависимости
от угла поворота кулачка
Результаты проеткирования
кулачкового механизма
Определение радиуса начальной шайбы и межосевого расстояния
Терория механизмов и машин
Проектирование и исследование
механизма качающегося
Проектирование кулачкового
МГТУ им. Н. Э. Баумана
График второй передаточной функции
График первой передаточной функции
График угла давления
Радиус начальной шайбы центрового профиля
Радиус начальной шайбы конструктивного профиля
Межосевое расстояние