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

Текст из файла (страница 2)

На плане ускорений оно изображается отрезком

Вектор нормального ускорения равен:

На плане ускорений изображается отрезком

.

Ускорение точки С найдем по теореме подобия

Ускорение точек E и S₃ найдем из соотношений

Для определения ускорения точки F составим два векторных уравнения.

В этих уравнениях a_F0=0 и =0, так как направляющая XX неподвижна.

Действительные ускорения точек и звеньев равны:

1. Расчет сил, действующих на звенья механизма

Определим силы тяжести звеньев, главные векторы и главные моменты сил инерции звеньев.

Звено 1:

M_u1=(I_s1+I_м) ₁=(1.836+12.143)2.42=33.82919 Hм

Звено 2:

G₂=0;

P_u2=0;

M_u2=0.

Звено 3:

G₃=m₃g= ;

P_u3=m₃aS3=1.26 H

M_u=I_S33=0.56 Hм

Звено 4:

G₄=m₄g=84.366H;

P_u4=m₄a_S4=7.74 H

M_u4=I_S44=0.23 Hм

Звено 5:

G₅=m₅g=78.48 H;

P_u5=m₅a_Е=9.6 H

M_u5=0.22

Звено 6:

G₆=6m₅g=470.088

P_u6=m₆a₆=101.28.5

К звену 6 приложена сила P_c=500 Н.

1. Определение значений динамических реакций в кинематических парах групп Ассура

Отсоединяем группу Ассура (4,5). Прикладываем к ней силу сопротивления, силы тяжести, силы инерции и момент сил инерции. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями и . Реакцию представляем в виде:

а реакцию направим перпендикулярно направляющей ползуна 5.

Составляющую найдём из условия

Н.

Для определения реакций и запишем уравнение равновесия группы Ассура (4,5):

Принимаем масштаб плана сил

Строим план сил группы(4,5):

Отрезки ,изображающие силы на плане:

Из плана сил находим:

Реакцию во внутренней кинематической паре найдём, рассмотрев равновесие звена 4

Отсоединяем группу Ассура (2,3). Прикладываем реакцию , силы тяжести, силы инерции, моменты сил инерции. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями и .

Реакцию направляем перпендикулярно звену BC и найдём её из условия:

Уравнения равновесия группы (2,3)

Принимаем масштаб сил

Строим план сил группы(2,3):

Отрезки изображающие силы на плане:

Из плана сил находим:

Реакцию во внутренней кинематической паре

Уравнение равновесия звена 1

Принимаем масштаб сил

Отрезки изображающие силы на плане:

Из плана сил находим

;

Сравнение результатов

IV. Проектирование зубчатых механизмов.

4.1 Проектирование планетарного редуктора

Параметры редуктора:

Формула Виллиса

откуда

Полученное соотношение представим в виде

,

в результате чего числа будут пропорциональны соответственно числам a,b,c,d.

Чтобы обеспечить условие соосности

вводим дополнительный множитель следующим образом

откуда следует, что

где q-коэффициент пропорциональности.

Рассмотрим следующие варианты:

Принимаем для расчётов вариант 1.

Проверка z₁=50>17; z₂=60>17; z’₂=22≥20; z₃-z’₂=110>8.

Останавливаемся на этом варианте.

Условие соседства

Принимаем к = 3.

Проверяем передаточное отношение

Условие сборки

где D-наибольший общий делитель чисел z₂=60 и z’₂ =22; D=2.

-любое целое число

Условие сборки выполняется.

Делительные начальные диаметры колёс редуктора:

d₁=m∙z₁=50∙2=100

d₂=m∙z₂ =2∙60=120 мм;

d’₂=m∙z’₂ =2∙22=44 мм;

d₃=m∙z₃ =2∙132=264 мм;

На листе 3 в масштабе 1:2 вычерчиваем схему редуктора в двух проекциях.

4.2 Построение картины эвольвентного зацепления

Рассчитаем размеры зубчатых колёс с числами зубьев z_I =z_a=13 и z_II =z_b=19 со свободным выбором межосевого расстояния, нарезаемых стандартной инструментальной рейкой модуля m=3 мм (α=20˚;h^*_a=1;c^*=0.25).

Минимальные коэффициенты смещения

Делительные диаметры

d_I=m∙z_I =3∙13=39 мм;

d_II=m∙z_II =3∙19=57 мм;

Делительное межосевое расстояние

a=0.5∙(d_I+d_II)=0.5∙(39+57)=48 мм.

Угол зацепления

По таблице инвалют находим угол

Межосевое расстояние

Диаметры основных окружностей

d_bI= d_I cosα=39∙0.9397=36.65 мм;

d_bII= d_II cosα=57∙0.9397=53.56 мм;

Диаметры начальных окружностей

Диаметры окружностей впадин

Высота зуба

Диаметры окружностей вершин

Окружной делительный шаг

P=π∙m=3.14∙3=9.424 мм;

Угловые шаги колёс

Окружные делительные толщины зубьев

Окружные толщины зубьев по вершинам

Коэффициент перекрытия

На листе 3 в масштабе 10:1 строим картину эвольвентного зубчатого зацепления.

Из построений находим коэффициент перекрытия:

V. Синтез кулачкового механизма

5.1 Задачи и методы синтеза кулачкового механизма

Задачами синтеза кулачкового механизма являются:

1. определение основных размеров кулачкового механизма, в нашем случае радиуса основной шайбы Ro и эксцентриситета;

2. построение профиля кулачка.

Задачи синтеза могут быть решены аналитическими или графическими методами.

5.2 Исходные данные

Исходные параметры механизма приведем в таблице:

5.3 Определение основных размеров кулачкового механизма

5.3.1.Построение кинематических диаграмм законов движения толкателя.

Рабочий угол кулачка:

90º+20+60º=170º;

Переведем его в радианы:

;

Фазовые углы в радианах равны:

;

;

Графики зависимости ускорения, скорости и перемещения толкателя от угла поворота построим аналитическим методом, используя формулы, описывающие закон движения Шуна.

График зависимости ускорения толкателя от угла поворота кулачка:

Расчёты выполним с помощью пакета MathCAD 2001 professional:

5.3.2 Определение минимального радиуса кулачка

Минимальные размеры кулачка определяются из условия, что угол давления в проектируемом механизме во всех положениях не превышает заданного максимально допустимого угла . Для этого строим совмещенную диаграмму , которая получается из диаграмм и путем графического исключения угла . К построенному графику проводим касательные под углом к оси . Точка пресечения этих касательных определяет положение оси вращения кулачка, имеющего наименьший радиус-вектор . Проведя прямую на расстоянии e от оси , найдем точку пересечения этой прямой с касательной. Принимаем эту точку за ось вращения кулачка. Наименьший радиус-вектор равен:

;

5.4 Построение профиля кулачка

Выбираем масштабный коэффициент .

Проводим две окружности радиусами и e, затем вертикальную линию, касательную к окружности радиуса e — линию движения толкателя. Радиус ролика выбирается наименьшим из двух условий:

;

где -наименьший радиус кривизны профиля кулачка.

Принимаем .

Выбираем на центровом профиле ряд точек, из которых проводим окружности радиусом . Огибающая этих окружностей есть действительный профиль кулачка.

5.5 Определение зависимости угла давления от угла поворота кулачка

Расчет производим по формуле:

Данные расчёта сводим в таблицу .

Таблица 4.2.

№ пол	0	1	2	3	4	5	6	7	8
	0	11.25	22.5	33.75	45	56.25	67.5	78.75	90
	0.6º	10º	17.6º	19.7º	28º	24.7º	22.8º	14º	2.86º

№ пол	9	10	11	12	13	14	15	16	17
	110	117.25	124.5	131.75	139	146.25	153.5	162.75	170
	3.17º	14.5º	24.7º	28.4º	28.2	13.9	4.2º	1.3º	0.6º

Список использованной литературы:

1. Г. Н. Девойно. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Минск. Вышэйшая школа. 1986.

2. С. А. Попов, Г. А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Высшая школа. Минск. 1998

3. И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин. Москва. Наука. 1988.

Характеристики

Список файлов курсовой работы