123851 (689657), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Касательные отсекают на оси ординат графика ΔТ = f(J_П) отрезок длиной (kl) = 56 мм.

Величина момента инерции маховика

кг∙м².

Размеры маховика:

Диаметр

м, принимаем D = 730 мм.

гдеg = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения;

γ = 7,3 ∙ 10⁴ Н / м³ – удельный вес маховика из чугуна;

ψ = 0,1 – коэффициент ширины обода;

ξ = 0,15 – коэффициент высоты обода.

Масса обода кг.

Масса маховика кг.

Ширина обода b = ψ ∙ D = 0,1 ∙ 0,73 = 0,073 м, принимаем b = 73 мм.

Высота обода h = ξ ∙ D = 0,15 ∙ 0,73 = 0,1095 м, принимаем h = 110 мм.

II Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2)

2.1 Построение для заданного положения схемы механизма, плана скоростей и плана ускорений. Определение ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев (для 4-го положения механизма).

Порядок построения плана скоростей изложен в п. 1.1.

План ускорений:

Ускорение точки А, а_А ׀׀ (ОА):

а_В = ω₁² ∙ l_АВ = 226² ∙ 0,0825 = 4213,8 м/с².

Для определения ускорения точки С необходимо решить систему векторных уравнений:

где а_СВⁿ – нормальное ускорение точки С относительно точки В, a_СВⁿ || СВ;

а_СВⁿ = ω₂² ∙ l_СВ = 31,8² ∙ 0,305 = 308 м/с²;

а_СВ^τ – тангенциальное ускорение точки С относительно точки В, а_СВ^τСВ;

а_СС0^r – релятивное ускорение движения точки С относительно точки С0, а_СС0^rОX.

Ускорение центра масс звена 2:

.

Угловое ускорение звена 2:

рад/с².

Ускорение точки D определяется из пропорции:

, а_DD0^rОY.

Ускорение центра масс звена 4:

Угловое ускорение звена 4:

рад/с².

Масштаб плана ускорений μ_а = а_А / (а) = 4213,8 / 200 = 21,1 м/с²∙мм

После построения плана ускорений определяются величины ускорений умножением длин их векторов на масштаб μ_а.

2.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

Главные векторы сил инерции

.

Главные моменты сил инерции

Таким образом, определены величины F_И и М_И для звеньев механизма:

Р_И2 = m₂ ∙ a_S2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;

Р_И3 = m₃ ∙ a_S3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;

Р_И4 = m₄ ∙ a_S4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;

Р_И5 = m₅ ∙ a_S5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;

M_И2 = J_S2 ∙ ε₂ = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H∙м;

M_И4 = J_S4 ∙ ε₄ = 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H∙м.

2.3 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил. Структурная группа 4-5:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R₂₄^τ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки Е:

откуда

Н.

Для определения реакций R₂₄ⁿ и R₀₅ строится план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана:

Н/мм.

2.4 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил. Структурная группа 2-3:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R₁₂^τ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 2, относительно точки С:

откуда

Н

Для определения реакций R₀₃ и R₁₂ⁿ составляется план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана сил:

Н/мм.

Ведущее звено 1:

Для определения уравновешивающей силы Р_У составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 1, относительно точки А:

откуда Н

Уравновешивающий момент М_У = Р_У ∙ l_OA = 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2 Н∙м.

Для определения реакции R₀₁ строится план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштаб построения плана сил:

Н/мм.

2.5 Определение уравновешивающего момента на ведущем звене механизма методом рычага Н.Е. Жуковского

Моменты сил инерции, действующие на звенья 2 и 4, заменяются парами сил, приложенных в концах звеньев:

Н

Н

Составляется уравнение моментов всех сил относительно полюса Р плана скоростей:

откуда

Н.

Уравновешивающий момент М_У = Р_У ∙ l_OA = 51269∙ 0,00825 = 4229,7 Н∙м.

Разница со значением М_У, полученным в результате силового анализа, составляет 1,7%, что вполне допустимо.

III Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора

(графическая часть – лист №3)

3.1 Выбор коэффициентов смещения инструментальной рейки, обеспечивающих требуемые свойства передачи:

По данным ([3], стр. 66-68) определены коэффициенты смещения:

• для шестерни Х₁ = 0,968

• для колеса Х₂ = 0,495

3.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес и передачи

Радиусы делительных окружностей

r₁ = (m ∙ Z_a) / 2 = (4 ∙ 17) / 2 = 34 мм

r₂ = (m ∙ Z_b) / 2 = (4 ∙ 30) / 2 = 60 мм

Радиусы основных окружностей

r_b1 = r₁ ∙ cosα = 34 ∙ cos20˚ = 32 мм

r_b2 = r₂ ∙ cosα = 60 ∙ cos20˚ = 56,4 мм

Толщины зубьев по делительным окружностям

S₁ = m ∙ (π/2 + 2 ∙ X₁ ∙ tg20˚) = 4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,968 ∙ tg20˚) = 9,1 мм

S₂ = m ∙ (π/2 + 2 ∙ X₂ ∙ tg20˚) = 4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,495 ∙ tg20˚) = 7,7 мм

Угол зацепления

α_ω =26˚50΄- по номограмме ([3], стр. 44)

Радиусы начальных окружностей

r_W1 = r₁ ∙ cos α / cos α_W = 34 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 35,8 мм

r_W2 = r₂ ∙ cos α / cos α_W = 60 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 63,2 мм

Межцентровое расстояние

a_W = r_W1 + r_W2 = 35,8 + 63,2 = 99 мм

Радиусы окружностей впадин

r_f1 = r₁ – 1,25 ∙ m + X₁ ∙ m = 34 – 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 = 32,9 мм

r_f2 = r₂ – 1,25 ∙ m + X₂ ∙ m = 60 – 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 = 56,98 мм

Радиусы окружностей вершин

r_a1 = a_W – r_f2 – 0,25 ∙ m = 99 – 56,98 – 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм

r_a2 = a_W – r_f1 – 0,25 ∙ m = 99 – 32,9 – 0,25 ∙ 4 = 65,15 мм

Шаг зацепления по делительной окружности

р = π · m = 3,14 · 4 = 12,56 мм

Определение коэффициента перекрытия

Аналитическим способом:

.

α_a1 = arccos (r_b1 / r_a1) = arccos (32 / 41,05) = 38,78º

α_a2 = arccos (r_b2 / r_a2) = arccos (56,4 / 65,15) = 30°

3.3 Расчет планетарного механизма

Задаваясь значением х = 30 / 41, находим величину у = х ·(-U₁₆^(H)) = 3;

По формуле

,

где к – число сателлитов, определяем количество зубьев z₃ на сателлите 3:

Z₃ = 164·a; Z₄ = y · Z₃ = 492а;

из равенства (х + 1)·Z₂·q = Z₄- Z₃ находим величину Z₂:

Z₂ = 328 · 41a /71, Принимая а = 1/2, получаем:

Z₁ = 69; Z₂ = 95; Z₃ = 82; Z₄ = 246.

Полученные числа зубьев удовлетворяют условиям соосности, соседства и сборки, а также требования наименьших габаритов механизма.

Расчет размеров колес планетарного механизма

d₁ = m_I ∙ Z₁ = 4 ∙ 69 = 276 мм

d₂ = m_I ∙ Z₂ = 4 ∙ 95 = 380 мм

d₃ = m_I ∙ Z₃ = 4 ∙ 164 = 328 мм

d₃ = m_I ∙ Z₃ = 4 ∙ 246 = 984 мм

Масштаб построения схемы механизма μ_l = 0,0041 м/мм

Скорость точек на ободе колеса 1

128,11 · 0,276/2 = 17,68 м/с

Масштаб построения картины линейных скоростей

17,68 / 100 = 0,1768 м/с·мм

Масштаб построения картины угловых скоростей

128,11/ 130 = 0,98 1/с²·мм

IV Проектирование кулачкового механизма

(графическая часть – лист №4)

4.1 Построение графика первой производной и перемещения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Определение масштабов построения.

После построения графиков рассчитываются масштабные коэффициенты:

Масштаб углов

Масштаб графика перемещения толкателя

Масштаб аналога скорости

Масштаб аналога ускорения

Для определения оптимального размера кулачкового механизма производятся необходимые графические построения (см. лист №4).

Из построения R_MIN = 0,04728 м = 47 мм.

4.2 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного звена

Масштаб построения профиля

_l = 0,0624/149 = 0,000419 м / мм.

Список использованной литературы:

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1988. – 640 с.

2. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / В. К. Акулич, П.П.Анципорович и др.; Под общ. ред. Г.Н. Девойно. – Минск: Выш. шк., 1986. – 825 с.

3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / Кореняко А.С. и др. – Киев: Вища школа, 1970. – 332 с.

4. Сборник задач по теории механизмов и машин. / И. И. Артоболевский, Б. В. Эдельштейн. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1973. – 256 с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы