Анализ и синтез узлов и механизмов технологической машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. СТРУКТУРНЫЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПЛОСКОГО РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

1.1 Структурный анализ рычажного механизма

1.2 Кинематический анализ механизма методом планов скоростей и ускорений

1.2.1 Построение планов положений

1.2.2 Построение планов скоростей

1.2.3 Построение планов ускорений

1.3 Кинематический анализ механизма методом диаграмм

1.4 Кинематический анализ механизма аналитическим методом

2. ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА

2.1 Определение параметров маховика.

2.1.1 Определение приведенного момента сил полезного сопротивления

2.1.2 Определение приведенного момента инерции

2.1.3 Определение параметров маховика

2.2 Силовой расчет плоского шестизвенного рычажного механизма.

2.2.1 Построение картины силового нагружения механизма

2.2.2 Силовой расчет 2-ой группы Ассура

2.2.3 Силовой расчет 1-ой группы Ассура

2.2.4 Силовой расчет входного звена

3. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Геометрический расчет эвольвентной зубчатой передачи

3.2 Построение картины эвольвентного зубчатого зацепления

3.3 Синтез планетарного механизма

4. Синтез кулачкового механизма

4.1 Построение кинематических диаграмм движения

4.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

4.3 Профилирование кулачка

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ



ВВЕДЕНИЕ

Теория механизмов и машин - это наука, изучающая строение систематику и динамику механизмов в связи с их анализом и синтезом.

Всякий механизм состоит из отдельных деталей. В механизмах некоторые детали является неподвижными, другие детали движутся относительно них. Каждая подвижная деталь или группа деталей, образующая одну жесткую подвижную систему тел, носит название подвижного звена механизма.

Все неподвижные детали образуют одну жесткую неподвижную систему тел, называемую неподвижном звеном или стойкой. Понятие "машина" может быть обобщенного вида, выраженное следующим образом: машина есть устройство, создаваемое для изучения и использования законов природы с целью облегчения физического и умственного труда, увеличения его производительности и облегчения путем частичной или полной замены человека в его трудовых функциях.

Рабочей машиной называется машина, предназначенная для преобразования материалов. Рабочие машины подразделяются: транспортные и технологические.

Технологической машиной называется рабочая машина, в которой преобразование материала состоит в изменении формы, свойства и состояния материала или обрабатываемого объекта.



1. СТРУКТУРНЫЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПЛОСКОГО РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

1.1 Структурный анализ рычажного механизма

Обозначим звенья плоского рычажного механизма (рисунок 1).

Рисунок 1. Кинематическая схема механизма

Рисунок 2. Структурная схема механизма

Таблица 1.1

Классификация звеньев

Обозначение	Наименование звена	Вид совершаемого движения
1	Стойка	Неподвижна
2	Кривошип	Вращательное
3	Шатун-камень кулисы	Сложное
4	Коромысло-кулиса	Вращательное возвратное
5	Шатун-камень кулисы	Сложное
6	Коромысло-кулиса	Вращательное возвратное



Таблица 1.2

Классификация кинематических пар

Обозначение	Звенья, образующие пару	Наименование	Класс
O	1 - 2	вращательная	V
A	2 - 3	вращательная	V
B	3 - 4	поступательная	V
C	1 - 4	вращательная	V
D	4 - 5	вращательная	V
E	5 - 6	поступательная	V
F	6 - 0	вращательная	V

Наименование и кинематическое назначение механизма:

Механизм рычажный, плоский, 6-звенный, кулисный. Предназначен для преобразования вращательного движения входного звена 2 во вращательное движение звеньев 4 и 6.

Определение числа свободы механизма:

, где

- число подвижных звеньев механизма;

- число кинематических пар V - го класса;

- число кинематических пар IV - го класса.

Начальный механизм и структурные группы Ассура (рисунок 2):

I (1,2) II (3,4) II (5,6)

Рисунок 2. Начальный механизм и группы Ассура

Составляем формулу строения механизма

I(1,2)> II(3,4)> II(5,6)

Рассматриваемый механизм второго класса второго порядка.

1.2 Кинематический анализ механизма методом планов скоростей и ускорений

1.2.1 Построение планов положений

Определяем масштабный коэффициент плана положений:

, где - длина звена ОА;

ОА - отрезок на плане положений, соответствующий звену ОА.

Определяем размеры отрезков на плане положений:

Из построенного плана положений определяем недостающие размеры звеньев:

Принимаем

1.2.2 Построение планов скоростей.

Определяем скорость точки А:

,

где - угловая скорость кривошипа ОА,

Определяем масштабный коэффициент плана скоростей:

где - отрезок на плане скоростей, изображающий скорость т. А.

Дальнейший расчет ведем для первого положения механизма (см. чертеж)

Определяем скорость точки В:

Из плана скоростей определяем

Определяем скорость точки D. Из теоремы подобия имеем:

(найдено графическим методом).

Определяем скорость точки Е:

Из плана скоростей определяем

Определяем скорости центров масс звеньев:

Определяем угловые скорости звеньев:



Для остальных положений механизма расчет проводится по тем же формулам.

Результаты расчетов сводим в таблицу 3.

Таблица 1.3

Значения линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма

№	pb	CB	pd,pS5	pe	FE	pS2	pSch4	pScd	pS6	хb	хS2	хSch4
	мм	м/с
0	0	0	0	0	74.129	32	0	0	0	0	1.6	0
1	58.863	31.427	77.03	55.65	77.03		107.279	28.095	27.825	2.943		5.364
2	25.585	43.639	17.589	16.585	74.726		35.178	8.794	9.988	1.279		1.759
3	23.844	74.25	9.634	9.069	74.649		19.269	4.817	5.467	1.192		0.963
4	51.986	98.489	15.835	15.492	76.441		31.67	7.918	9.12	2.599		1.584
5	63.593	109.601	17.407	17.393	77.462		34.814	8.703	10.104	3.18		1.741
6	59.206	105.336	16.862	16.711	77.462		45.86	8.431	9.758	2.96		2.293
7	38.711	86.527	13.421	12.859	75.459		26.843	6.71	7.669	1.936		1.342
№	хScd	хd,хS5	хe	хS6	щ3,щ4	щ5,щ6
	м/с	рад/с
0	0	0	0	0	0	0
1	1.405	2.81	2.782	1.391	23.413	9.031
2	0.44	0.879	0.829	0.499	7.329	2.774
3	0.241	0.482	0.453	0.273	2.774	1.519
4	0.396	0.792	0.775	0.456	6.598	2.612
5	0.435	0.87	0.87	0.505	7.253	2.807
6	0.422	0.843	0.836	0.488	7.026	2.697
7	0.336	0.671	0.643	0.383	5.592	2.13

1.2.3 Построение планов ускорений

Расчет ведем для первого положения. Определяем ускорение точки А:

Определяем масштабный коэффициент плана ускорений:

Определяем ускорение точки B:

Ускорение точки D находим графическим методом, по теореме подобия треугольников:

Определяем ускорение точки E:

Определяем угловые ускорения звеньев:

;

1.3 Кинематический анализ механизма методом диаграмм

За обобщенную координату принимаем угловую координату, значение которой совпадает со значением угла поворота звена 1. На плане положений замеряем углы и полученные значения переводим в радианную меру.

Определяем масштабные коэффициенты:

Зная масштабный коэффициент , определяем отрезки, , изображающие значения ординат .Графически дифференцируя диаграмму , получаем диаграммы угловой скорости и углового ускорения

Определяем масштабные коэффициенты полученных диаграмм:

Здесь Н1 и Н2 - полюсные расстояния, используемые при графическом дифференцировании.

Имея диаграммы и , определяем значения аналога угловой скорости и углового ускорения:

где - ордината диаграммы аналога скоростей в i - й точке;

- ордината диаграммы аналога ускорения в i - й точке.

Определяем значения угловой скорости звена 4:

Определяем значения углового ускорения звена 4:

Определенные параметры сводим в таблицу 4.

Таблица 1.4

Результаты кинематического анализа методом диаграмм

Положение	ц	ш	h	h'	h''			щ4	е4
	рад	мм		рад/с	рад/с2
0	2.179	0	0	0	32.45	0	0.614	0	245.6
1	2.964	0.382	32.73	54.073	25.739	0.804	0.487	23.413	194.8
2	3.749	1.1595	99.344	35.865	-37.066	0.533	-0.701	7.329	-280.4
3	4.535	1.1672	100	-11.173	-30.272	-0.166	-0.573	2.774	-229.2
4	5.321	0.948	81.225	-22.157	-5.333	-0.329	-0.101	6.598	-40.4
5	6.106	0.6726	57.626	-24.38	-0.512	-0.362	-0.01	7.253	-4
6	0.608	0.3895	33.372	-23.632	2.623	-0.351	0.05	7.026	20
7	1.394	0.1358	11.636	-18.042	10.338	-0.268	0.196	5.592	78.4

1.4 Кинематический анализ механизма аналитическим методом

1) Первая группа Ассура. Выделяем базисный вектор группы Ассура. Выбираем правую декартову систему координат в точке О. Выражаем координаты начала и конца базисного вектора, а также аналоги.



Получим систему основных уравнений группы Ассура:

Чтобы найти скорости и ускорения, нужно продифференцировать систему основных уравнений группы Ассура:

2) Вторая группа Ассура

Система основных уравнений группы Ассура:

Скорости точек и их ускорения находим путем дифференцирования:



Таблица 1.5

Значения линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма, определенные аналитическим методом

Положение	рад/с	м/с
				хb	хd,хS5
0	20	0	0	0	0
1		23.413	9.031	2.943	2.81
2		7.329	2.774	1.279	0.879
3		2.774	1.519	1.192	0.482
4		6.598	2.612	2.599	0.792
5		7.253	2.807	3.18	0.87
6		7.026	2.697	2.96	0.843
7		5.592	2.13	1.936	0.671



2. ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПЛОСКОГО РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Определение параметров маховика

Определяем вес звеньев:

,

где - масса i-го звена.

Определяем массы звеньев:

Определяем массы звеньев:

,

где

2.1.1 Определение приведенного момента сил полезного сопротивления.

Определяем приведенный момент:

,

где - отрезок на плане скоростей, соответствующий вертикальной проекции скорости центра масс i-го звена;

2.1.2 Определение приведенного момента инерции.

Определяем моменты инерции звеньев:

Определяем кинетическую энергию звеньев. Расчет ведем для первого положения:

Определяем кинетическую энергию механизма:

Определяем приведенный момент инерции:

Для остальных положений расчет ведем в той же последовательности. Определенные параметры сводим в таблицу 6:

Таблица 2.1

Результаты расчетов.

Положение
	мм	Н•м
0	18.286	36.571	0	0	0	0	2.633
1	31.499	62.998	104.546	-6.302	-12.604	-2.431	18.496
2	26.261	52.522	29.967	4.606	9.213	2.1	8.932
3	5.639	11.279	-16.336	-2.554	-5.109	-1.165	-202.718
4	-18.286	-36.571	-29.859	-2.639	-5.278	-1.193	-337.31
5	-31.499	-62.998	-34.742	-0.252	-1.12	-0.56	-372.312
6	-26.261	-52.522	-44.767	1.829	3.659	0.824	-361.198
7	-5.639	-11.279	-23.903	3.054	6.107	1.387	-283.301

	Дж	кг•м2
0	3.34	10.021	0	0	0	0	13.361	0.06681
1		16.201	123.594	1.931	8.115	7.758	160.939	0.8047
2		10.626	12.111	0.189	0.793	0.732	27.791	0.13896
3		10.108	1.735	0.027	0.238	0.219	15.668	0.07834
4		10.512	9.815	0.153	0.646	0.649	25.116	0.12558
5		10.614	11.861	0.185	0.778	0.749	27.528	0.13764
6		10.577	11.13	0.174	0.73	0.692	26.644	0.13322
7		10.373	7.05	0.11	0.642	0.432	21.768	0.10884

2.1.3 Определение параметров маховика

По полученным значениям и (таблица 6) строим в масштабе соответствующие графики. Определяем масштабные коэффициенты:

Осуществляя графическое интегрирование, строим график изменения работы сил полезного сопротивления от угла поворота кривошипа 2. Графическое интегрирование проводим с помощью метода хорд. Масштаб по оси ординат рассчитаем по формуле:

Полагая, что момент движущих сил является величиной постоянной, строим график изменения работы движущих сил от угла поворота кривошипа 2. Для этого соединяем начало и конец графика прямой линией.

Учитывая, что изменение работ , строим график избыточных работ. Ординаты этого графика будут равны отрезкам, заключенным между графиками и .

Определяем масштабный коэффициент:

Для определения момента инерции маховика определим значения углов и , под которыми необходимо провести касательные к кривой энергомасс.

Проведя касательные под углами и к кривой энергомасс, найдем точки пересечения с осью ДА. Тогда момент инерции маховика равен:

Определяем диаметр и ширину маховика при условии, что он выполнен в виде диска:

,

где г - удельный вес, г = 78000 Н/м³

ш - коэффициент ширины венца, ш = b/D_M = 0.2…0.3

Ширине маховика:

2.2 Силовой расчет плоского шестизвенного рычажного механизма

2.2.1 Построение картины силового нагружения механизма

Определяем силы инерции:



Определяем моменты инерции:

2.2.2 Силовой расчет 2-ой группы Ассура

Рассмотрим группу Ассура II(5,6). Изобразим её и заменим связи реакциями связей R₁₆ , R₅₆ и М₅₆ для звена 6 и R₆₅; R₄₅ и М₆₅ для звена 5.

1) Составляем уравнения кинетостатического равновесия для звена 5:

;

2) Составляем уравнения кинетостатического равновесия для звена 6:

;

3) Составляем векторное уравнение равновесия для сил, действующих на 6^-е звено:

;



Определяем масштабный коэффициент плана сил:

Определяем длины отрезков на плане сил:

Из плана сил находим:

4) Рассмотрим равновесие звена 5:

;

Устанавливаем масштабный коэффициент плана сил:

Определяем длины отрезков на плане сил:

Из плана сил находим:

2.2.3 Силовой расчет 1-ой группы Ассура

1) Из условия кинетостатического равновесия звена 3 находим:

;

2) Составляем уравнения кинетостатического равновесия звена 4:

;

3) Составляем векторное уравнение равновесия для сил, действующих на 4^-е звено:

;

Определяем масштабный коэффициент плана сил:

Определяем длины отрезков на плане сил:

Из плана сил находим:

4) Рассмотрим равновесие звена 3:

Устанавливаем масштабный коэффициент плана сил:

Определяем длины отрезков на плане сил:

Из плана сил находим:

2.2.4 Силовой расчет входного звена.

1) Составляем уравнения кинетостатического равновесия:

2) Составляем векторное уравнение равновесия для сил, действующих на 2^-е звено:

Устанавливаем масштабный коэффициент плана сил:

Определяем длины отрезков на плане сил:

Из плана сил находим:



3. Синтез зубчатой передачи.

3.1 Геометрический расчет эвольвентной зубчатой передачи

Исходные данные:

Коэффициент радиального зазора:

Коэффициент высоты головки зуба:

Модуль зубчатой передачи:

Числа зубьев: ,

Коэффициенты смещения: ,

Угол профиля зуба:

Расчет геометрических параметров шестерни 5 и колеса 6 приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1

Расчет геометрических параметров эвольвентной передачи.

Определяемая величина	Расчетная формула	Значения
		Шестерня 5	Колесо 6
Число зубьев колеса	-
Коэффициент смещения	-
Угол зацепления
Делительное межосевое расстояние		50 мм
Межосевое расстояние		52,592 мм
Коэффициент воспринимаемого смещения		1,037
Коэффициент уравнительного смещения		0,176
Высота ножки зуба		1,093 мм	2,125 мм
Высота головки зуба		4,092 мм	3,06 мм
Радиус делительной окружности		17,5 мм	32,5 мм
Радиус основной окружности		16,445 мм	30,54 мм
Радиус начальной окружности		18,407 мм	34,185 мм
Радиус окружности вершин зубьев и профильный угол		21,592 мм	35,56 мм
Радиус окружности впадин		16,407 мм	30,375
Толщина зуба по делительной окружности		5,407 мм	4,655 мм
Толщина зуба по основной окружности		5,571 мм	5,285 мм
Толщина зуба по окружности вершин		1,014 мм	1,982 мм

Задаем межосевое расстояние:

Тогда масштабный коэффициент равен:

Таблица 3.2

Действительные и изображаемые размеры

Величина
	Действительный размер	Изображаемый размер	Действительный размер	Изображаемый размер
	16,445	93,804	30,54	174,207
	18,407	105	34,185	195
	21,592	123,169	35,56	202,843
	16,407	93,592	30,375	173,266
	17,5	99,824	32,5	185,388
	5,407	30,84	4,655	26,553
	5,571	31,776	5,285	30,144
	1,014	5,784	1,982	11,307

кинематический динамический рычажный зубчатый



3.2 Построение картины эвольвентного зубчатого зацепления

1. Наносим положение осей вращения О₅ и О₆ и проводим осевую линию.

2. Проводим дуги начальных окружностей (rw₅ и rw₆ ) и отмечаем полюс зацепления Р в точке их контакта.

3. Строим остальные окружности зубчатых колёс: вершин зубьев (радиусы ra₅ и ra₆), делительные (радиусы r₅ и r₆), основные (радиусы rb₅ и rb₆), впадин зубьев (радиусы rf₅ и rf₆). При этом проверяем точность графического построения по величине радиального зазора.

4. Проводим общую касательную к основным окружностям. При этом она должна обязательно пройти через полюс зацепления Р. Так как данная касательная является линией зацепления, то отмечаются на ней характерные точки: N₅ и N₆ - точки касания с основными окружностями и H₅ и H₆ - точки пересечения линии зацепления с окружностями вершин зубьев. Отрезок линии зацепления, заключённый между точками N₅ и N₆, является теоретической линией зацепления, а отрезок, заключённый между точками H₅ и H₆ - рабочим участком линии зацепления. Показываем угол зацепления. Для этого проводим прямую через полюс зацепления Р перпендикулярно линии межосевого расстояния. Угол отклонения линии зацепления от данной линии и является углом зацепления.

5. Строим эвольвенты зубчатых колёс, соприкасающиеся в полюсе зацепления Р. Для построения профиля зуба первого колеса, отрезок теоретической линии зацепления N₅P делим на три равные части. Эти отрезки (принимая их равными длинам дуг) откладываем по основной окружности вправо и влево от т. N₅ и отмечаем точки. Через эти точки проводим касательные к основной окружности и на них откладываем единичные отрезки, число которых соответствует номеру точки, из которой проведена касательная. Для более точного проведения касательных вначале проводим прямые, соединяющие эти точки с осью вращения, и восстанавливаем перпендикуляры к этим прямым. Плавная кривая, проведенная через полученные точки, является эвольвентным профилем правой части первого колеса.

6. Для построения противоположной стороны зуба необходимо провести его ось симметрии. Её положение определим путём откладывания половины толщины зуба по делительной окружности. Отложив величину Sa₅/2 по делительной окружности, получаем точку. Прямая, соединяющая данную точку с осью вращения, и будет являться осью симметрии зуба. Измеряя хорды этих дуг с помощью циркуля и делая засечки на соответствующих окружностях, получаем точки, принадлежащие эвольвенте противоположной стороны зуба.

Определяем радиус галтели

Аналогичным образом строятся эвольвенты второго колеса.

3.3 Синтез планетарного механизма

Исходные данные:

Угловая скорость кривошипа плоского рычажного механизма, щ_кр = 20 рад/с;

Числа зубьев открытой передачи, z₅ = 11, z₆ = 18;

Число оборотов вала электродвигателя, n_дв = 1000 об/мин.

Определяем частоту вращения двигателя:

Определяем передаточное отношение открытой зубчатой передачи:

Определяем передаточное отношение всего зубчатого механизма:

Определяем передаточное отношение планетарного механизма:

Определяем внутреннее передаточное отношение механизма:

Условие соосности для заданной схемы имеет вид:

Выразим его через сомножители:

Для первого сочетания сомножителей получаем:

Проверяем условие соседства: принимаем k = 4

Условие соседства выполняется. Проверяем условие сборки:

- целое при любом р, условие сборки выполняется.

Определяем габаритный размер:

Результаты расчетов, полученных из анализа других сочетаний сомножителей приведем в таблице:

Таблица 3.3

Результаты расчетов для различных сочетаний сомножителей.

№ вар.	Сомножители	Множитель q	Число зубьев колеса	Число сателлитов k	Габаритный размер R
	C1	C2	C3	C4		z1	z2	z3	z4
1	24	8	2	18	9	216	72	18	162	4	237.6
2	48	16	4	36	5	240	80	20	180	5	264
3	42	18	4	28	5	210	90	20	140	3	231

Из рассмотренных вариантов принимаем третий.

Определяем делительные диаметры зубчатых колес:

Определяем масштабный коэффициент плана механизма:

Определяем размеры зубчатых колес на плане:

Проведем графическое исследование планетарного механизма. Скорость точки А:

Определяем масштабный коэффициент плана линейных скоростей:

Определяем масштабный коэффициент плана угловых скоростей:

Определим угловую скорость звена H:

4. Синтез кулачкового механизма

4.1 Построение кинематических диаграмм движения

Переводим значения заданных фазовых углов в радианную меру:

Определяем угол рабочего хода:

Масштабный коэффициент по оси абсцисс:

,

где l_рх - отрезок на чертеже, соответствующий рабочему ходу толкателя

Определяем отрезки, изображающие фазовые углы:



Построим верхнюю часть диаграммы в произвольном масштабе. Нижнюю часть диаграммы строим из учета равенства площадей нижней и верхней частей:

Используя графическое интегрирование методом хорд, строим диаграмму аналогов скоростей и диаграмму перемещений. После построения диаграмм определяем масштабы по осям координат:

Из построенных графиков определяем значения угловых перемещений и аналога линейных скоростей центра ролика толкателя.



Таблица 4.1

Кинематические характеристики кулачкового механизма

Положение
0	0	0	0	0	60	0.53646
1	4.5	0,0195	20,73	0,12900	45	0.40235
2	15.9	0,0689	35,54	0,22117	30	0.26823
3	31.9	0,13816	44,43	0,27649	15	0.13412
4	50.4	0,21828	47,39	0,29491	0	0
5	68.8	0,29797	44,43	0,27649	-15	-0.13412
6	84.9	0,36770	35,54	0,22117	-30	-0.26823
7	96.3	0,41708	20,73	0,12900	-45	-0.40235
8	100.8	0,43656	0	0	-60	-0.53646
9	100.8	0,43656	0	0	-74,61	-0.66709
10	96.3	0,41708	23,12	0,14388	-55,96	-0.50034
11	84.9	0,36770	39,64	0,24668	-37,30	-0.33349
12	68.8	0,29797	49,54	0,30829	-18,65	-0.16675
13	50.4	0,21828	52,85	0,32889	0	0
14	31.9	0,13816	49,54	0,30829	18,65	0.16675
15	15.9	0,0689	39,64	0,24668	37,30	0.33349
16	4.5	0,0195	23,12	0,14388	55,96	0.50034
17	0	0	0	0	74,61	0.66709

4.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

Производим в масштабе разметку положений толкателя. Под углами к начальному положению толкателя С₀В₀ из точки С₀ проводим лучи. Из точек 0, 1, 2, вдоль толкателя откладываем отрезки . Концы отрезков соединяем плавной кривой и проводим лучи под углом гmin = 45° к направлению толкателя. За центр вращения кулачка принимаем т. О, лежащую в заштрихованной области.

Определяем минимальный радиус кулачка:



Определяем межцентровое расстояние:

Определяем радиус ролика толкателя:

4.3 Профилирование кулачка

Размещаем положение осей вращения кулачка О и толкателя С₀. Из точки О проводим окружность радиусом r_min, а из точки С₀ делаем на этой окружности засечку радиусом, равным длине толкателя l_BC. Полученная точка B₀ есть начальное (нижнее) положение центра ролика. Соединив эту точку с точкой С₀,получим прямую С₀A₀, которая является начальным положением толкателя. Измеряем по чертежу угол ш₀ между начальным положением толкателя С₀А₀ и положение линии центров ОС₀. С центром в точке О проводим окружность радиусом ОС₀ и от прямой ОС₀ в направлении, противоположном вращению кулачка, откладываем все углы q_i (q_y, q_вс, q_п, q_нс и промежуточные). Под этими углами из точки О проводим лучи. Точки пересечения этих лучей с окружностью радиусом OС₀ (С₁, С₂, С₃,) являются относительными положениями линий центров. Вычисляем для каждого положения толкателя углы между толкателем и линией центров: шi'=ш0+шi, и под этими углами к соответствующим относительным положениям линии центров ОС₁, ОС₂, ОС₃, из точек С₁, С₂, С₃, проводим лучи, на которых делаем засечки радиусом, равным длине толкателя l_BC. Получаем точки В₁, В₂, В₃, которые являются относительными положениями центра ролика. Соединяя полученные точки плавной кривой, получим центровой профиль кулачка. Строим действительный профиль кулачка. Для этого внутри центрового профиля радиусом ролика r₀ проводим ряд дуг, центры которых располагаем на центровом профиле кулачка. Проводим к этим дугам огибающую кривую (эквидистантную кривую), которая является действительным профилем кулачка.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения данной курсовой работы был произведен анализ и синтез узлов и механизмов технологической машины. Исследуемая технологическая машина состоит из электродвигателя, планетарного зубчатого механизма, открытой зубчатой передачи, плоского рычажного механизма и кулачкового механизма.

Был произведен кинематический анализ плоского рычажного механизма, влючающий в себя:

1) Графический анализ методом планов (построены планы положений, скоростей и ускорений, определены скорости и ускорения характерных точек механизма);

2) Графический анализ методом диаграмм (построение диаграмм положений, аналогов скоростей и ускорений);

3) Кинематический анализ аналитическим методом.

Наиболее простым и неточным из них является метод планов. Он требует наибольших затрат времени.

В следующей части курсовой работы был проведен динамический анализ. Определены параметры и маховика, построены графики работ и диаграмма энергомасс по методу Виттенбауэра. По ней определен необходимый для установившегося режима работы момент инерции маховика с заданным коэффициентом неравномерности. Проведен силовой анализ рычажного механизма. При продвижении от последней структурной группы Ассура ко входному звену, определены реакции в опорах и внутренних кинематических парах, найден движущий момент М_дв.

Третья часть курсовой работы содержит картину эвольвентного зацепления и план зубчатого механизма с планом угловых скоростей. В процессе расчетов определены размеры зубчатых колес и количество сателлитов.

В четвертой части был проведен анализ и синтез кулачкового механизма. Путем двукратного графического интегрирования получен закон движения роликового коромысла. По полученному закону был спроектирован кулачок нужного профиля и размеров.



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. И.И. Артоболевский «Теория механизмов и машин» - М. - 1988

2. С.А. Попов “Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин”. Под редакцией К.В. Фролова Высшая школа 1986г.

3. А.Т. Бельский методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Теория механизмов и машин» 969 - Гомель ГПИ 1987г.

4. А.П. Федоренко методические указания к лабораторным работам по курсу «Теория механизмов и машин» для студентов машиностроительных специальностей. Часть 1 за номером 1275 - Гомель ГПИ 1989г.

5. А.П. Федоренко, А.Т. Бельский, И.В. Глазунов методические указания к курсовому проекту по теме «Расчет маховика» курса «Теория механизмов и машин» за номером 62 - Гомель. ГПИ 1989г.

6. А.Т. Бельский методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Синтез рычажных и кулачковых механизмов, применяемых в высадочных и обрезных пресс-автоматах» курса «Теория механизмов и машин» для студентов специальности 12.04 за номером 1372 - Гомель. ГПИ 1990

Размещено на Allbest.ru