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

Текст из файла (страница 4)

2. Графическим интегрированием диаграммы ускорений строится диаграмма скоростей толкателя. Угол φ_Р разбивается на участки по 10°.

3. Графическим интегрированием диаграммы скоростей строится диаграмма перемещений толкателя.

4. Масштаб углов поворота кулачка:

Где φР = 190, В = 190 мм.

5. Определяются масштабы:

Масштаб времени:

Масштаб углов поворота толкателя в градусах:

.

Масштаб углов поворота толкателя в радианах:

π 0.6 3.14159 рад

К_{γ рад} = К_{γ град} ——— = ————— = 0.0105 ——

180 180 мм

Масштаб угловых скоростей толкателя:

К_{γ рад} 0.0105 рад

К_ω = ——— = ————— = 2.5 ——

К_τ · H_V 0.00014·30 мм

Масштаб угловых ускорений толкателя:

К_ω 2.5 рад/с²

К_ε = ——— = ————— = 892.86 ——

К_τ · H_a 0.00014·20 мм

Определим масштабы перемещений скоростей и тангенциальных ускорений центра ролика:

K_S = К_{γ рад}·L_BC = 0.0105·0.13 = 0.001 рад.

K_S = К_ω·L_BC = 2.5·0.13 = 0.325 рад/с

K_S = К_ε·L_BC = 892.86·0.13 =1160718 рад/с²

2.2 Определение основных размеров механизма

1. Определим величину угловой скорости кулачка ω_k:

π n_k 3.14 · 1200

ω_k= ——— = ———— =125,7 рад/с

30 30

1. В масштабе Ks^’ строим толкатель в положении ближнего стояния.

L_BC 0.13

CB_o= —— = —— = 130 мм

Ks^’ 0.001

1. Строим дугу О_т с радиусом BC и центром в точке С

2. На дуге О_т откладываем хорды:

К_S

B_oB_i = y_si ——— . мм

К_S’

где К_S’=0.001, К_S=0.001

Используя эту формулу получим:

B_oB₁=4мм B_oB₂=13 мм B_oB₃=24 мм B_oB₄=36 мм B_oB₅=46 мм

B_oB₆ = B_oB₇ = B_oB₈ = B_oB ₉= 50 мм B_oB₁₀ =48 мм B_oB₁₁=45 мм

B_oB₁₂=39 мм B_oB₁₃=33 мм B_oB₁₄=26 мм B_oB₁₅=19 мм

B_oB₁₆=13 мм B_oB₁₇=8 мм B_oB₁₈=3 мм B_oB₁₉=0мм

5.Определим длины отрезков B_iD_i для каждого положения механизма по формуле:

1 Y_vi ·K_v

B_oD_i= — · ——— (мм)

K_s ω_k

Используя эту формулу получим следующие результаты:

B₁D₁=54мм B₂D₂=86мм B₃D₃=98мм B₄D₄=86мм B₅D₅=54мм

B₆D₆= B₇D₇= B₈D₈= B₉D₉= 0мм B₁₀D₁₀=18мм B₁₁D₁₁=32мм

B₁₂D₁₂=46мм B₁₃D₁₃=50мм B₁₄D₁₄=53мм B₁₅D₁₅=50мм

B₁₆D₁₆=46мм B₁₇D₁₇=32мм B₁₈D₁₈=18мм B₁₉D₁₉=0мм

1. Измерением получим длины отрезков O_rB_o и O_rC:

O_rB_o =108мм O_rC=201мм

Отсюда:

r₀= (O_rB_o) · K_s^’=108мм ·0.001м/мм = 108мм – Минимальный радиус кулачка.

L_ос= (O_rC) · K_s^’=201мм ·0.001м/мм = 201мм- Межцентровое расстояние.

2.3 Построение профиля кулачка

1. Из центра в точке О проводятся две окружности радиусами r₀=108мм, и ОС=201мм. На окружности ОС выбирается точка С₀ , соответствующая положению 0 на диаграмме перемещений.

2. В сторону “-ω” откладывается угол С₀ОС₁₉ который делится на 19 равных частей. Получаем точки С₁,С₂…С₁₉ – мгновенные положения центра качения толкателя в обращенном движении.

3. Из центров в точках С₀…С₁₉ проводятся дуги 0…19 радиусом BC и отмечаются точки их пересечения с окружностью радиусом r₀ – точки B₀…B_19.. Точки B_i и C_i соединяются прямыми, являющимися исходными положениями толкателя в обращенном движении.

4. Строятся действительные положения толкателя в обращенном движении. Для этого в каждом положении откладываются углы B_iC_iB_i^’= γ_i , где γ_i= γ_Si·k_i - углы поворота толкателя, определяемые по диаграмме перемещений.

5. Точки B₀^’…B₁₉’ соединяются кривой являющейся теоретическим профилем кулачка на рабочем участке. На участке ближнего стояния теоретический профиль очерчивается по дуге окружности радиусом r_i.

6. Отмечаются профильные углы:

Ψ_y= B₀0B₆ Ψ_дс= B₆0B₉ Ψ_y= B₉0B₁₉

1. Определяется радиус ролика и строится действительный профиль кулачка.

r_р=0.2r₀=0.2·108 мм =21.6мм

3. СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ

3.1 Расчет геометрических параметров механизма

Зубчатый механизм, связывающий двигатель с кулачковым механизмом, состоит из нулевых колес.

При их расчете принимаются m = 20 мм; h_a^* = 1, c^* = 0,25 и коэффициенты смещения инструмента х₁ = х₂ = 0.

1.Определим передаточное отношение и число зубьев колес.

n_K=1200-частота вращения кулачка.

n_g выбираем из ряда: 720,920,1420,1880.

n_g=1420 Об/мин

Определим передаточное отношение

n_G 1420 71

I₁₂= —— = —— = — I₁₂>1

n_K 1200 60

Определим число зубьев колес. Z₁ выберем из ряда: 17, 18, 19, 20

Для Z₁=17 Z₂=Z₁·I₁₂=17 · (71/60)=20,117

Для Z₁=18 Z₂=Z₁·I₁₂=18 · (71/60)=21,3

Для Z₁=19 Z₂=Z₁·I₁₂=19 · (71/60)=22,483

Для Z₁=20 Z₂=Z₁·I₁₂=20 · (71/60)=23,667

Выбираем Z₂ ближайшее к целому числу. При этом имеем:

Z₁ =17 Z₂=20

Определения диаметров делительных окружностей

d₁ = m · z₁ = 20 · 17 = 340 мм ; d₂ = m · z₂ = 20 · 20 = 400 мм,

Основных окружностей

d_b1 = d₁ · cosα= 340 · 0,94 = 319,49 мм; d_b2 = d₂ · cosα= 400 · 0,94 = 357,877 мм;

окружностей вершин зубьев

d_а1 = d₁ + 2 h_a^*· m = 340+2·1·20 = 380 мм; d_а2 = d₂ + 2 h_a^*· m = 400+2·1·20 = 440мм,

и окружностей впадин зубьев

d_f1 = d₁ - 2 ( h_a^* + c^* ) ·m = 340-2· (1+0,25) ·20= 290 мм;

d_f2 = d₂ - 2 ( h_a^* + c^* ) · m = 400-2· (1+0,25) ·20= 350 мм.

Делительное межосевое расстояние

( z₁ + z₂ ) 20· (17 +20)

а = m· ————— = ————— = 370 , мм.

2 2

Делительный окружной шаг и основной окружной шаг

р = π · m = 3,14 · 20 = 62,8 мм; р_в = р · cosα = 62,8 · 0,94 = 59,04 мм.

Делительная окружная толщина зуба и ширина впадины

π · m

S = e = ——— = 31,42 мм.

2

3.2 Построение окружностей и линий зацепления

1. Откладывается межосевое расстояние а и отмечаются центры колес О1 и О2, проводиться межосевая линия.

2. Откладываются отрезки О1А и О2А через точки А1 и А1 проводятся основные окружности.

d_b1

О1А = ——— = 159,8 мм;

2

d_b2

О2А = ——— = 187,9 мм.

2

3. Проводятся линии зацепления, как общая внутренняя касательная к основным окружностям ( N1 и N2 – точки касания). Отмечается полюс зацепления Р, как точка пересечения линии зацепления с межосевой линией О1,О2.

Проверка :

d₁ 340

О1Р = ——— = ——— = 170 мм;

2 2

d₂ 400

О2Р = ——— = ——— = 200 мм;

2 2

α = 20˚

При выполнении проверок через полюс Р проводятся делительные окружности.

1. От точек О1 и О2 откладываются отрезки О1,В1 и О2,В2 равные

d_а1 380

О1В1 = ——— = ——— = 160 мм;

2 2

d_а2 440

О2В2 = ——— = ——— = 220 мм;

2 2

Через точки В1 и В2 проводятся окружности вершин.

2. Откладываются отрезки В1,G2 = C1B2 = c, через точки С1 и С2 проводятся окружности впадин.

4.3 Построение профилей зубьев

1. На основной окружности (d_b) откладывается отрезок 0 – 1 = 1- 2 = 2 – 3 = ….=10 мм, концы отрезков соединяем с центром колеса О, для усиления радиуса через точки 1,2,3,…, 10 проводятся касательные к основной окружности, как перпендикуляры к соответствующим радиусам.

2. На этих касательных откладываются отрезки 1 - 1́ = 1- 0; 2 - 2́ = 2( 1 -0) и т.д. i – i ́ = i( 1 – 0). Построения ведутся до тех пор, пока точка í не выйдет за пределы окружности вершин. Точки 0́, 1́, 2́, 3́, …, 10́ соединяются кривой. Полученная кривая является кривой боковой поверхности зуба. Отмечаются точки пересечения с основной окружностью М_В и с окружностью вершин точка М_А.

3. На делительной окружности откладываются отрезок МN

S

МN = ——— = 15,7 мм;

2

где S толщина зуба. Ось симметрии зуба проходит через точку N и центр колеса О. Отмечаются точки пересечения оси симметрии с окружностями вершин N_А и с основной окружностью точка N_В от полученных точек на соответствующих окружностях по другую сторону от оси симметрии откладываются отрезки:

а) окружности вершин М́_АN_А = М_АN_А;

б) делительная окружность М́N= МN;

в) основная окружность М́_вN_В= М_ВN_В.

Тоски М́, М́_В, М́_А соединяются кривой, являющейся левой боковой поверхностью зуба.

4.4 Построение зацепления

Рассматривается случай зацепления в полюса Р.

1. На делительной окружности первого колеса (d₁) влево от полюса Р откладывается отрезок РN₁¹

S

РN₁¹ = ——— = 15,7 мм;

2

проводится ось симметрии первого зуба колеса 1. Используя построения пункта 4.4 строится первый зуб колеса 1.

2. На делительной окружности второго колеса (d₂) справа от полюса Р откладывается отрезок РN₁²

S

РN₁² = ——— = 15,7 мм;

2

через точку N₁² и центр колеса О2 проводится ось симметрии первого зуба, второго колеса.

3. На делительной окружности d₁ от полюса Р откладывается отрезок, равный 15,7 мм. Конец полученного отрезка точка М₂¹ соединяется с центром колеса 1 прямой, являющейся осью симметрии второго зуба колеса один.

4. На окружности d₂ от точки N₁², вправо от нее, откладывается четыре раза отрезок равный 15,7мм. Конец последнего отрезка точка М₂² соединяется с центром колеса прямой, являющейся осью симметрии колеса 2. Строится зуб.

5. На окружности d₁ откладывается влево от точки N₁¹ отрезок N₁¹ N₃¹ = N₁¹ N₂¹ (хорда, стягивающая окружной шаг Р). Ось симметрии третьего зуба первого колеса проходит через точки N₃¹ и Щ1. Строится зуб.

6. На делительной окружности d₂ влево от точки N₁² откладывается отрезок N₁² N₃² = N₁² N₂³ . Ось симметрии третьего зуба второго колеса проходит через точку N₂³ и центр колеса О2. Строится третий зуб.

Изображение трех зубьев полностью раскрывает эвольвентное зацепление.

Аннотация

Аносов В. М. Синтез и анализ машинного агрегата (насос двойного действия): Курсовой проект по теории механизмов и машин. – Челябинск: ЮУрГУ, ТВ, 2006. – 28с., 8илл., библиография литературы – 2 наименований, 2 листа чержей Ф.А1 и 1лист чертежа Ф.А2

В проекте проведен структурный и кинематический анализ, а также проверка работоспособности спроектированного рычажного механизма, расчет маховика по заданному коэффициенту неравномерности, определены основные размеры и построен профиль кулачка кулачкового механизма, проведен синтез эвольвентного зубчатого зацепления с предварительным определением чисел зубьев колес, проведен синтез планетарной зубчатой передачи с предварительным определением ее передаточного отношения, а также кинематический анализ указанной передачи с целью проверки правильности синтеза.

Решение перечисленных задач позволило построить кинематическую схему машинного агрегата, как итог курсового проекта.

Характеристики

Список файлов курсовой работы