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

Текст из файла (страница 4)

=300000 Па0,011 м²=3300 Н;

Силы инерции:

, таким образом

F_И2=-2,8 кг2340 м/с²=-6552 Н;

F_И3=-3,0 кг1800 м/с²=-5400 Н;

F_И4=-2,8 кг2160 м/с²=-6048 Н;

F_И5=-3,0 кг1044 м/с²=-3132 Н;

Моменты вычисляются по формуле:

, где , тогда

Нм, аналогично , , Нм.

Силовой расчёт ведут с группы, наиболее удалённой от ведущего звена, механизм рассматриваем в четвёртом положении.

2.8.2 Анализ присоединённых групп Ассура.

Выделяем группы Ассура, состоящие из второго и третьего, четвёртого и пятого звеньев, прикладываем все силы, действующие на звенья, а также все моменты инерции и моменты этих сил. Взамен отброшенных связей прикладываем реакции. Реакцию во вращательной паре раскладываем на нормальную (вдоль звена) и тангенциальную (перпендикулярно звену) составляющие. Выбираем масштабный коэффициент _с.г.=0,0035 м/мм.

2.8.2.1 Группа 3-2.

Условие равновесия системы:

Определение реакций:

, откуда

, где h₁ определяем из чертежа, _с.г.=0,0035 м/мм

[h₁]=26 мм, тогда h₁=[h₁] _с.г.=260,0035=0,091 м

Н.

2.8.2.2 Группа 5-4.

Условие равновесия системы:

Определение реакций:

, откуда

, где [h₂]=41 мм, тогда h₂=[h₂] _с.г.=410,0035=0,1435 м

Н.

Строим планы сил с масштабным коэффициентом _с.а.1=100 Н/мм и _с.а.2=70 Н/мм и из него находим:

[R₁₂ⁿ]=113 мм - R₁₂ⁿ=[R₁₂ⁿ] _с.а.1=113100=11300 Н; [R₁₂^]=3726,5/100=37,265 мм

[R₆₃]=11 мм – R₆₃=[R₆₃] _с.а.1=11100=1100 Н; [R₁₄^]=4844,395/70=69,266 мм

[R₁₄ⁿ]=38,5 мм - R₁₄ⁿ=[R₁₄ⁿ] _с.а.2=38,570=2695 Н;

[R₆₅]=8 мм – R₆₅=[R₆₅] _с.а.2=870=560 Н;

[R₁₂]=109 мм – R₁₂=[R₁₂] _с.а.1=109100=10900 Н;

[R₁₄]=87 мм – R₁₄=[R₁₄] _с.а.2=8770=6090 Н.

2.8.3 Силовой анализ механизма 1^-го класса.

Строим положение кривошипа с масштабным коэффициентом ₁=0,001 м/мм и к точкам А и С прикладываем реакции и , равные по величине, но противоположные по направлению и .

,

На звено 1 также действует момент сил инерции:

, где угловое ускорение рассчитывается по формуле:

, а _=[_]_=22 мм0,255 с^-1/мм=5,61 с^-1, тогда

₁=5,61209,03=1172,648 рад/с². кг´м2, тогда

Нм.

Также к звену приложен уравновешивающий момент М_у. Для определения, которого составим уравнение моментов относительно точки О.

[h₄₁]=6 мм – h₄₁=[h₄₁] ₁=60,001=0,006 м.

[h₂₁]=14 мм – h₂₁=[h₂₁]´ m₁=14´0,001=0,014 м.

Нм.

2.9 Проверка уравновешивающего момента методом рычага Жуковского.

Суть метода заключается в том, что сумма моментов всех сил, действующих на механизм, включая и силы инерции, перенесённые параллельно себе в одноимённые точки повёрнутого на 90 плана скоростей, относительно полюса Р_v равна нулю. План скоростей рассматривается как жёсткий рычаг.

План скоростей для четвёртого положения поворачиваем на 90 по направлению угловой скорости ₁, и прикладываем все силы. Моменты инерции приводим к паре сил.

[h₁]=12 мм; [h₂]=13 мм; [h₃]=8 мм; [h₄]=33 мм; [h_FИ2]=14 мм; [h_FИ4]=16 мм;

[ob]=34 мм; [od]=47 мм; [ao]=47 мм;

Составим уравнение моментов относительно полюса:

:

, откуда

3. Проектирование зубчатой передачи.

3.1 Синтез зубчатой передачи.

3.1.1 Алгоритм расчёта

Параметры инструмента, зависящие от угла наклона зубьев .

.

1). Радиусы делительных окружностей:

2). Радиусы основных окружностей:

Расчётные коэффициенты смещения х₁ и х₂ для рассчитываемой передачи должны прежде всего обеспечивать отсутствие подреза (х_min) и заострения зубьев (х_max), а также гарантировать минимально допустимую величину коэффициента перекрытия. Следовательно, должно соблюдаться условие х_tmin1,2max.

3). Минимальное число зубьев на нулевом колесе, которое можно нарезать без подреза:

4). Минимальные коэффициенты смещения:

Максимальный коэффициенты смещения не может быть определён непосредственно, отсутствие заострения может быть выявлено после подсчёта толщины зуба по окружности вершин и удовлетворено при условии: .

5). Выбор коэффициента смещения:

Коэффициент смещения х₂ выбирается по ГОСТ-18532-83.

6). Угол зацепления передачи:

Решается с помощью подпрограммы RIMT

7). Коэффициент воспринимаемого смещения:

8). Коэффициент уравнительного смещения:

9). Радиусы делительных окружностей:

10). Межосевое расстояние передачи:

11). Радиусы окружностей вершин:

12). Радиусы окружностей вершин:

13). Высота зубьев колёс:

14). Толщина зубьев по дугам делительных окружностей:

15). Углы профиля на окружностях вершин зубьев колёс:

16). Толщина зубьев на окружностях вершин зубьев колёс:

Качественные показатели передачи.

1). Коэффициент перекрытия зубчатой передачи:

, где

,

2). Коэффициент скольжения:

3.1.4 Анализ результатов расчёта на ЭВМ.

Для построения картины зубчатого зацепления необходимо выбрать значения параметров зубчатого зацепления, приведенные на стр. 19 в распечатке расчётов на ЭВМ. Для этого нужно определить величину х₁ – расчётного коэффициента смещения.

3.2 Построение геометрической картины эвольвентного зубчатого зацепления.

3.2.1 Откладываем межосевое расстояние а_W=O₁O₂ – сумму радиусов начальных окружностей.

3.2.2 Проводим радиусы выступов (r_a1, r_a2), ножек (r_f1, r_f2), основных (r_b1, r_b2) и делительных (r₁, r₂) окружностей.

3.2.3 Проверяем радиальный зазор с=с*m, где с*=0,25.

3.2.4 Проводим радиусы основных окружностей и отмечаем на них точки N₁ и N₂, O₁N₁ расположится под углом к O₁O₂ - _Wt=25 04'01", O₂N₂ - _Wt=25 04'01".

3.2.5 Через точки N₁ и N₂ проводим общую касательную к окружностям r_b1 и r_b2. N₁N₂ – есть теоретическая линия зацепления.

3.2.6 Расстояние N₁Р по теоретической линии зацепления N₁N₂ делим на 4 равные части. Такие же отрезки откладываем за точку N₁ и получаем точки 1-6.

3.2.7 Из точки 3 раствором циркуля "3-Р" делаем на r_b1 засечку – точка q. Дугу основной окружности r_b1 – qN₁ делим на 4 равные части и продолжаем деления за точку N₁, получаем точки 1,2,3,4,5.

3.2.8 Точки на основной окружности соединяем с центром вращения шестерни.

3.2.9 Перпендикулярно радиусам проводим касательные к основной окружности в каждой точке.

3.2.10 Замеряем расстояние по теоретической линии зацепления: 1Р, 2Р, …, 6Р и из точек 1', 2', …, 6' делаем засечки на соответствующих касательных.

3.2.11 Соединяем полученные точки на касательных, получаем эвольвенту 1^-го колеса.

3.2.12 Строим ножку зуба. Для этого точку q соединяем с центром вращения 1^-го колеса и радиусом _f=0,38m делаем скругления.

3.2.13 Отложив толщину зуба по дуге делительной окружности S₁, строим левый профиль зуба. Разделив толщину зуба пополам, получаем ось симметрии зуба.

3.2.14 Отложив шаги Р_t на хорде делительной окружности влево и вправо, получаем оси 2^-го и 3^-го зубьев и строим три зуба второго колеса.

3.2.15 Определяем длины активной линии зацепления АВ. Расстояния по теоретической линии зацепления N₁N₂ между точками пересечения окружностей выступов каждого колеса с теоретической линией зацепления – есть практическая линия зацепления.

3.2.16 Определяем дуги зацепления. Через точки теоретической линией зацепления Н₁ и Н₂ проводим правый профиль зуба первого колеса и левый профиль второго колеса.

3.2.17 Определяем рабочие части боковых профилей зубьев. Радиусами О₁Н₂ иО₂Н₁ проводим дуги до пересечения с боковыми профилями зубьев.

3.3 Синтез планетарного редуктора.

3.3.1 Выбор числа зубьев методом обращения движения.



принимаем z₄=40, тогда z₆=2,840=112>85 – целое число. Число z₅ определяем из условия соседства: >17 – целое число.

3.3.2 Проверка условия сборки.

Приняв z₄=40, z₅=36, z₆=112, проверяем передачу на условие сборки без натягов (при k=4; p=0):

– целое число, условие соблюдается.

3.3.3. Определение размеров планетарного редуктора.

, откуда

d₄=mz₄=840=320 мм

d₅=mz₅=836=288 мм

d₆=mz₆=8112=896 мм

3.3.4 Графическое построение редуктора, планов линейных и угловых скоростей.

Вычерчиваем полученный механизм в масштабе _l=0,0064 м/мм и на вертикальную прямую сносим все характерные точки.

₄=₁=209,44 рад/с., тогда v_А=₁r₄=209,440,16=33,51 м/с. Строим картину линейных скоростей с масштабным коэффициентом _v=v_А/l_vА=33,51 (м/с)/44 (мм)=0,7616 м/с/мм. Определяем скорости точек по картине линейных скоростей:

v_C=0

v_O=0

v_B=l_vВ_v=32 (мм) 0,7616 (м/с/мм)= 24,37 м/с.

Для построения плана угловых скоростей откладываем отрезок ОО и из нижнего его конца проводим лучи, параллельные картинам скоростей звеньев. Угловые скорости изображены с масштабным коэффициентом , а

рад/с, по построению - ₄= l_4_=752,7294=204,71 рад/с;

рад/с, по построению - ₄= l_4_=202,7294=54,59 рад/с;

рад/с, по построению - ₄= l_4_=752,7294=119 рад/с;

4 Синтез кулачкового механизма.

4.1 Задача синтеза кулачкового механизма.

Задача синтеза кулачкового механизма состоит в том, чтобы построить профиль кулачковой шайбы, удовлетворяющей заданным требованиям.

1). Закон движения толкателя.

2). Угловая скорость кулачка.

3). Рабочий угол профиля _р=120.

4). Перемещение толкателя h=12 мм.

5). Отношение максимального ускорения толкателя к минимальному .

4.2 Построение диаграммы аналогов ускорений.

4.3 Построение диаграммы аналогов скоростей и перемещения толкателя методом графического интегрирования.

Масштабные коэффициенты:

4.4 Определение минимального радиуса кулачка.

При определении минимального радиуса кулачка с поступательно движущимся толкателем строится диаграмма зависимости перемещения от аналога скоростей S=f( ), причём . По вертикальной оси откладываем S, а по горизонтальной - . На пересечении соответствующих прямых получим точки, соединяем их и проводим прямую под углом _доп.=45 к горизонтальной оси. На пересечении с осью S получаем точку О – расстояние от неё до горизонтальной оси и есть минимальный радиус кулачка, он равен r_min=ОА=1050,0004= =0,042 м, принимаем r_к=0,045 м.

4.5 Профилирование кулачка.

При графическом методе построения кривой профиля кулачка используют метод обращения движения: кулачок на чертеже считают неподвижным, а стойку – вращающейся с угловой скоростью (-₁₁).

Строим положение механизма с масштабным коэффициентом _l=0,0005 м/мм.

Проводим окружность радиусом r_к, угол рабочего профиля, который делим на 17 частей – углы, величина которых определяется по диаграмме аналогов ускорений. Продолжаем прямые, делящие угол рабочего профиля, и откладываем на них от радиуса величину хода толкателя. Соединяя точки линией, получаем профиль кулачка.

Список использованной литературы:

1). Артоболевский И.И. "Теория механизмов и машин" М., "Наука", 1975 г.

2). Дерягин Р.В. "Задания на курсовой проект": Ч.2. – Вологда: ВоПИ, 1983. – 42 с.

3). Дерягин Р.В., Рябинина Л.Н. "Кинематический и силовой анализ плоского рычажного механизма": методические указания к курсовой работе. – Вологда: ВоГТУ, 1999. – 36 с.

4). Попов С.А. "Курсовое проектирование по теория механизмов и механике машин": Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов/ Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк., 1986. – 295 с.: ил.

5). "Теория механизмов и машин": Учеб. для втузов/ К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк., 1987. – 496 с.: ил.

Характеристики

Список файлов реферата