Проект та дослідження механізмів пересування корзини коксонаправляючої

Кінематичні схеми і характеристики механізмів пересування корзини коксонаправляючої; проектування важільного механізму: визначення сил, діючих на його ланки, реакцій в кінематичних парах та врівноважуючого моменту. Синтез зубчатої передачі редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 03.07.2011
Размер файла 3,1 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Донецький національний технічний університет

Кафедра «Основи проектування машин»

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни

Теорія механізмів і машин

на тему:

Проект та дослідження механізмів пересування корзини коксонаправляючої

Виконавець:

студент гр. Мех08б-5

М.Ю.Ткачов

Кер. Проекту ст. викладач

В.Г.Пархоменко

Донецьк 2010

РЕФЕРАТ

Курсовий проект: 70 с., 13 рисунків, 8 таблиць, 3 додатки на листах формату А1.

Об'єкт проектування та дослідження - механізми пересування корзини коксонаправляючої.

Мета роботи - синтез і аналіз цих механізмів.

Проведено синтез і аналіз кінематичних схем і реальних характеристик механізмів пересування корзини коксонаправляючої.

При проектуванні та дослідженні механізмів використані графічні і аналітичні методи з використанням ЕОМ.

механізм, плани, швидкість, прискорення, сили інерції, реакції, зубчаста передача, модуль, евольвента, редуктор, кулачок, кут передачі руху

ЗМІСТ

Вступ

Вихідні дані

1. Проектування та кінематичне дослідження важільного механізму

1.1 Структурний аналіз механізму

1.2 Визначення довжин ланок і побудова планів механізму

1.3 Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для заданого положення механізму

1.4 Побудова планів прискорень і визначення кутових прискорень ланок для заданого положення механізму

1.5 Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для нульового положення механізму

1.6 Побудова планів прискорень і визначення кутових прискорень ланок для нульового положення механізму

1.7 Визначення кінематичних параметрів руху ланок 2 і 3 аналітичним методом і побудова графіків кінематичних параметрів руху коромисла 3

2. Силове дослідження важільного механізму

2.1 Визначення сил, діючих на ланки механізму

2.2 Визначення реакцій в кінематичних парах та врівноважуючего моменту за методом акад. М.Г. Бруєвича

2.3 Перевірка зрівноважуючего моменту за методом проф. М.Є. Жуковського

3. Синтез зубчатої передачі

3.1 Вихідні дані

3.2 Параметри, що не змінюються у результаті зміщення

3.3 Параметри нульового зачеплення

3.4 Параметри зачеплення зі зміщенням

3.5 Перевірка якості зубців

3.6 Перевірка якості зачеплення

3.7 Обчислення контрольних розмірів

3.8 Креслення елементів зубчатого зачеплення

3.9 Розрахунок зубчатої передачі на ЕОМ

4. Проектування планетарного редуктора

4.1 Синтез планетарного редуктора і аналітичний розрахунок

4.2 Побудова діаграми лінійних і кутових швидкостей

5. Проектування кулачкового механізму

5.1 Визначення закону руху штовхача і побудова графіків руху

5.2 Визначення мінімального радіуса центрового профілю кулачка

5.3 Побудова профілів кулачка

Висновки

Перелік посилань

ВСТУП

Метою даної роботи є проектування важільного механізму, зубчастої передачі, синтез планетарного редуктора і проектування кулачкового механізму. Ці частини містять у собі побудову планів важільного механізму, його швидкостей, прискорень, а також визначення моменту, що врівноважує, способами Бруєвича і Жуковського, побудова елементів зубчастого зачеплення, добір чисел зубів коліс планетарного редуктора, побудова схем планетарного редуктора і діаграм лінійних і кутових швидкостей, побудова графіків руху штовхача кулачкового механізму, визначення мінімального радіуса центрового профілю кулачка, побудова теоретичного і дійсного профілів кулачка.

Опис установки:

Головний вал О1 важільного механізму (рис.1) обертається від двигуна через зубчастий редуктор (рис.2). На валу О1 закріплен кривошип 1, від якого ланками 2,3 та 4 рух передається повзуну 5, який підводить корзину до рами для напряму кокса у гасильний вагон та відводить її в початковий стан, коли машина з коксонаправляючою рухається вздовж коксових печей. Кулачковий механізм (рис.3) передає рух плунжеру масляного насоса.

Рисунок 1 - Схема важільного механізму

Рисунок 2 - Кінематична схема

Рисунок 3 - Схема кулачкового редуктора механізму

Рисунок 4 - Діаграма прискорень штовхача

ВИХІДНІ ДАНІ

1. Частота обертання електродвигуна - nдв = 1480 об/хв;

2. Частота обертання головного валу - nО1 = 80 об/хв;

3. Числа зубців коліс 1 і 2 - z1 = 11, z2 = 30;

4. Модуль усіх коліс - m = 5 мм;

5. Хід корзини (повзуна 5) - H = 600 мм;

6. Відстані а = 1000 мм, b = 900 мм, d = 500 мм;

7. Кут між крайніми положеннями ланки 3 - ш = 40 град;

8. Відношення довжини ланок - ; ;

9. Сила опору пересування корзини - РО = 7000 Н;

10. Кутова координата валу О1 до силового аналізу - ц* = 150 град;

11. Хід штовхача кулачкового механізму - h = 74 мм;

12. Ексцентриситет - е = 15 мм;

13. Фазові кути обертання кулачка - цвід. = 125 град, цв.в. = 50 град, цнаб. = 95 град;

14. Мінімальний кут передачі руху - гmin = 50 град;

15. Діаграма прискорень штовхача - рис. 4.

1. ПРОЕКТУВАННЯ ТА КІНЕМАТИЧНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ

1.1 Структурний аналіз механізму

Структурний аналіз дає змогу визначити ступень рухомості механізму, його клас і будову.

Ступенем рухомості механізму називається кількість незалежних координат, які необхідно задати для визначення положення ланок механізму в системі координат, жорстко пов'язаною з нерухомою ланкою.

Для плоских механізмів ступінь рухомості визначається за формулою Чебишова П.Л.:

,

де - кількість рухомих ланок механізму;

- кількість однорухомих кінематичних пар;

- кількість дворухомих кінематичних пар.

Структурна група (група Ассура) - це кінематичний ланцюг, приєднання якого до механізму не змінює кількість його ступенів свободи.

Структурний аналіз механізму проводять шляхом розчленення його на структурні групи та початкові механізми за порядком, оберненим його утворенню, тобто починаючи з останньої приєднаної групи Ассура.

Таблиця 1.1

Характеристика ланок

Номер ланки

Характер руху

Назва ланки

1

обертальний

кривошип

2

плоскопаралельний

шатун

3

зворотньо-обертальний

коромисло

4

плоскопаралельний

шатун

5

поступальний

повзун

6

нерухомий

стійка

Кінематичні пари 1-2, 1-6, 2-3, 3-6, 3-4, 4-5, 5-6 мають однакову характеристику: за характером зіткнення ланок - нижчі, за характером відносного руху - плоскі, за числом ступеней свободи - однорухомі.

Кількість рухомих ланок механізму n = 5, кількість однорухомих кінематичних пар p1 = 7, дворухомих - p2 = 0.

Досить задати одну координату, а саме кут повороту кривошипа, щоб однозначно визначити місце розташування всіх ланок механізму відносно стійки.

Розкладаємо механізм на початковий механізм (1,6) і структурні групи (рис. 1.1).

Рисунок 1.1 - Розкладання важільного механізму з початковою ланкою 1 на структурні групи Ассура

Даний механізм побудований шляхом послідовного приєднання до початкового механізму першого класу I(1,6) механізмів другого класу II(2,3) і II(4,5).

Формула будови механізму:

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

Отже, розглянутий механізм другого класу.

1.2 Визначення довжин ланок і побудова планів механізму

Вибирається масштабний коефіцієнт м/мм.

Розглянемо механізм у двох крайніх положеннях (рис. 1). Довжина хорди С0СК дорівнює ходу корзини Н, так як вісь симетрії кута ш вертикальна.

Тоді:

0,877 м

1,5 · 0,877 = 1,316 м

1,7 · 0,877 = 1,491 м

На рис.1 маємо:

Вибираємо на кресленні точку О1. Від неї з урахуванням заданих величин a, b находимо точку О2. Величини відстаней a, b, d та довжини ланок СО2, ВО2, DC на кресленні з урахуванням масштабного коефіцієнту:

100 мм

90 мм

50 мм

СО2 87,7 мм

ВО2 131,6 мм

DC 149,1 мм

Через точку О2 проводимо дві прямі лінії так, щоб вони відхилялися від вертикалі, проведеної через цю точку на кут ш/2=20°. Потім на цих прямих відкладаємо довжину ланки ВО2 та знаходимо точку С, відклавши відстань СО2. Отримуємо нульове та крайнє положення коромисла (нульовим приймаємо крайнє положення при якому кривошип О1А та шатун АВ утворюють кут 180о, крайнім - при якому кривошип О1А та шатун АВ утворюють кут 0о). Відклавши вертикально відстань d, отримуємо лінію ходу повзуна, на якій із точок С0 та СК робимо засічки довжиною DC, отримуючи таким чином нульове та крайнє положення повзуна D.

З'єднавши точки В0, ВК з О1, вимірюємо отримані значення та розраховуємо довжини ланок АВ і О1А.

Одержуємо:

0,9395 м

0,4312 м

З урахуванням масштабного коефіцієнту на кресленні довжини ланок будуть наступними:

АВ 93,9 мм

О1А 43,1 мм

З точки О1 проводимо окружність радіусом О1А - точка перетину лінії окружності з О1В0 є точкою А0. Якщо продовжити лінію ВКО1, то точка перетину з проведеною окружністю буде точкою АК. Таким чином ми отримали довжини всіх ланок механізму.

Щоб побудувати 12 планів механізму, необхідно в різні сторони від положення точки А0 відкладати кут 30° та будувати різні положення точки А, з яких радіусом АВ робить засічки на окружності О2В. Таким чином, ми здобудемо 12 положень точки В, а потім і точки С(тому що ми вже знайшли відстань О2С). Щоб побудувати 12 положень повзуна, необхідно із кожної відповідної точки С радіусом СD робити засічки на лінії ходу повзуна.

1.3 Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для заданого положення механізму

Будування плану швидкостей починається з визначення вектора швидкості точки А, що належить кривошипу 1. Кривошип обертається навколо вісі, що проходить через точку О1, лінійна швидкість якої VO1 = 0. Розрахунки будемо проводити для заданного положення ц* = 150°, а інші будуть зведені в табл. 1.2.

Спрямовуємо вектор за напрямком обертання кривошипу, а його модуль обчислюємо за формулою:

, м/с

рад/с

м/с

На плані швидкостей зображуємо його відрізком Pva (лист 1), тоді масштабний коефіцієнт плану швидкостей буде дорівнювати:

Через точку А проходить геометрична вісь шарніра, яким приєднується до початкового механізму група Ассура II класу (2,3), тобто точка А одночасно належить двом ланкам - кривошипу 1 і шатунові 2, а точка В - шатунові 2 і коромислу 3.

Тому, що шатун 2 рухається плоско-паралельно, маємо:

Розкладаємо плоский рух на переносний - поступальний рух разом із точкою А та відносний - обертальний рух ланки навколо вісі, що проходить через точку А.

,()

Отже, рівняння для визначення швидкості точки В буде мати вид:

, (1.1)

Вектор відносної швидкості спрямовано вздовж дотичної до траєкторії руху точки В навколо точки А, якою буде дуга окружності радіусу АВ, або .

Вектор абсолютної швидкості точки В спрямований вздовж дотичної до траєкторії точки В у абсолютному русі ланки 3 - обертанні навколо вісі, що проходить через точку О2, або .

Тому що у векторному рівнянні (1.1) дві невідомі величини, його вирішуємо графічно: через точку плану швидкостей проводимо лінію, яка перпендикулярна АВ, а через полюс - перпендикуляр до О2В.

Точка перетинання цих ліній "b" буде кінцем векторів і .

Визначимо модулі цих векторів:

Швидкості точок О1 і О2 дорівнюють нулю, тому їхні зображення о1 і о2, знаходяться у полюсі плану.

Швидкість точки С коромисла 3 визначимо за властивістю подоби: фігурі (ланці) на плані механізму буде відповідати фігура подібна і східно розташована на плані швидкостей:

О2СВ~ о2сb?Pvcb

Модуль швидкості точки С:

Через точку С проходить геометрична вісь шарніра, яким приєднується до механізму другого класу II (2,3) група Ассура II класу (4,5), тобто точка С одночасно належить двом ланкам - коромислу 3 і шатуну 4, а точка D - шатуну 4 і повзуну 5.

Тому, що шатун 4 рухається плоско-паралельно, маємо:

Розкладаємо плоский рух на переносний - поступальний рух разом із точкою C та відносний - обертальний рух ланки навколо вісі, що проходить через точку C.

,()

Отже, рівняння для визначення швидкості точки D буде мати вид:

, (1.2)

Вектор відносної швидкості спрямовано вздовж дотичної до траєкторії руху точки D навколо точки C, якою буде дуга окружності радіусу DC, або .

Вектор абсолютної швидкості точки D спрямований паралельно лінії ходу повзуна 5 - хх.

Тому що у векторному рівнянні (1.2) дві невідомі величини, його вирішуємо графічно: через точку с плану швидкостей проводимо лінію, яка перпендикулярна CD, а через полюс - горизонтальну лінію, паралельну хх.

Точка перетинання цих ліній "d" буде кінцем векторів і .

Визначимо модулі цих векторів:

Швидкість точки S2 шатуна 2 визначимо за властивістю подоби:

АS2В~ аs2в

Модуль швидкості точки S2:

Швидкість точки S3 коромисла 3 визначимо за властивістю подоби:

ВS3О2~ bs3о2

Модуль швидкості точки S3:

Швидкість точки S4 шатуна 4 визначимо за властивістю подоби:

СS4D~ сs4d

Модуль швидкості точки S4:

Визначимо кутові швидкості руху шатунів 2 і 4 та коромисла 3, для чого відносну швидкість між двома точками ланки розділимо на відстань між ними:

Напрямки щ2, щ3, щ4 визначимо, якщо вектори відносних швидкостей , і перенесемо відповідно до точок В, В, D відповідно ланок 2, 3 і 4.

1.4 Побудова планів прискорень і визначення кутових прискорень ланок для заданого положення механізму

Будування плану прискорень починається з визначення прискорення точок О1 і А кривошипу. м/с2, тому що точки О1 і О2 нерухомі.

Траєкторія точки А кривошипу - це окружність радіуса О1А, тому абсолютне прискорення точки А буде дорівнювати:

де - нормальне прискорення точки, спрямоване від точки А до точки О1 (РРО1А);

- тангенціальне прискорення точки А, спрямоване вздовж дотичної до траєкторії чи .

Їх модулі:

,

тому що кутове прискорення кривошипа

(задане рівномірне обертання початкової ланки, тобто ).

Зобразимо на плані прискорень відрізком , мм (лист 1).

Визначимо масштабний коефіцієнт плану прискорень:

Для визначення прискорення точки В скористаємося розкладанням плоско-паралельного руху шатуна 2, получимо:

, (1.3)

де .

Тому, що відносний рух - це обертання ланки навколо вісі, яка проходить через точку А, що обумовлює криволінійну траєкторію точки, матимемо:

, (1.4)

Модуль нормальної складової:

Вектор тангенціального прискорення спрямований , модуль його невідомий.

Абсолютне прискорення точки В представимо у виді геометричної суми нормального і тангенціального прискорень точки, тому що точка В належить також коромислу 3.

Коромисло обертається навколо вісі, що проходить через нерухому точку О2, це обумовлює траєкторію руху точки В - дугу окружності радіуса ВО2:

, (1.5)

де величина нормального прискорення визначається за формулою:

Вектор спрямований РР ВО2 - від точки В до точки О2, вектор тангенціального прискорення - .

Використовуючи рівняння (1.3), (1.4), (1.5), складаємо систему векторних рівнянь для визначення прискорення точки В:

, (1.6)

В системі рівнянь (1.6) маємо 4 невідомих параметри, тому її можна розв'язати графічно.

Визначимо величину відрізка:

що зображує на плані , і відкладаємо його від точки РРВA . Через точку проведемо лінію, .

Вектор

мм

відкладемо від полюса РР ВО2. Через його кінець - точку n - проведемо лінію до перетинання з лінією, яка . На їх перетині одержимо точку b, що і буде рішенням системи (1.6). У точці b плану прискорень зійдуться кінці векторів абсолютного і тангенціального прискорень точки B і відносного прискорення точки В у обертальному русі шатуна 2 навколо точки А. Визначаємо модулі невідомих прискорень:

Прискорення точок О1 і О2 дорівнюють 0, тому їхні зображення знаходяться у полюсі плану прискорень .

Прискорення точки С коромисла 3 визначимо за властивістю подоби з відношення:

ОСВ~ осb

Абсолютну величину прискорення точки С можна визначити:

м/с2

коксонаправляючий важільний зубчатий редуктор

На плані прискорень відкладаємо відрізок на лінії з огляду на східність розташування подібних фігур.

Для визначення прискорення точки D скористаємося розкладанням плоско-паралельного руху шатуна 4, получимо:

,

де

.

Тому, що відносний рух - це обертання ланки навколо вісі, яка проходить через точку C, що обумовлює криволінійну траєкторію точки, матимемо:

,

Модуль нормальної складової:

Вектор тангенціального прискорення спрямований , модуль його невідомий.

Таким чином, отримуємо векторне рівняння для знаходження прискорення повзуна (точки d), яке розв'язуємо графічним способом:

(1.7)

Через точку с плану прискорень проводимо лінію, паралельну DC - D>C. На ній відкладаємо відрізок cp, який відповідає нормальній складовій прискорення точки D відносно точки С:

Потім з точки р проводимо перпендикуляр до DC, а через - горизонтальну пряму (тому що вектор прискорення точки d лежить на лінії ходу повзуна 5 // xx). Їхнє перетинання позначимо точкою d,s5, що відповідно до рівняння (1.7) буде кінцем векторів і . Їхні модулі:

Прискорення центра мас кривошипа 1 - точки S1 визначаємо за властивістю подоби з відношення:

О1S1А~ о1s1а

Абсолютну величину прискорення точки S1 можна визначити:

м/с

На плані прискорень відкладаємо відрізок аs1 на лінії о1a з огляду на східність розташування подібних фігур.

Прискорення центра мас шатуна 2 - точки S2 визначаємо за властивістю подоби з відношення:

АS2В~ аs2b

Абсолютну величину прискорення точки S2 можна визначити:

м/с

На плані прискорень відкладаємо відрізок аs2 на лінії ab з огляду на східність розташування подібних фігур, а потім з'єднавши полюс Ра з точкою s2 отримуємо вектор зображуючий відповідне прискорення.

Аналогічно знаходимо прискорення центрів мас коромисла 3 - точки S3, шатуна 4 - точки S4:

ВS3О2~ bs3о2

Абсолютну величину прискорення точки S3 можна визначити:

м/с

СS4D~ сs4d

Абсолютну величину прискорення точки S4 можна визначити:

м/с

Прискорення s5 відповідає прискоренню точки d, тому що вважаємо що центр мас повзуна зосереджується в точці.

Кутові прискорення шатунів і коромисла визначаються за формулами:

Напрямки е2, е3, визначимо аналогічно напрямкам , , якщо перенесемо у думці вектори тангенціальних відносних прискорень до точки В. Напрямок е4 визначаємо образно переносячи тангенціальне прискорення точки D відносно С до відповідної точки.

1.5 Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для нульового положення механізму

У пункті 1.3 ми вже визначили величину (м/с і вибрали масштабній коефіцієнт (див. пункт 1.3). Спрямовуємо вектор за напрямком обертання кривошипу Рівняння для визначення швидкості точки В буде мати вид:

;

Рівняння вирішуємо графічно і получаємо :

Швидкості точок О1 і О2 дорівнюють нулю, тому їхні зображення о1 і о2, знаходяться у полюсі плану.

Швидкість точки С коромисла 3 визначимо за властивістю подоби:

О2СВ~ о2сb?Pvcb

Модуль швидкості точки С:

Точка D належить одночасно шатуну 4 і повзуну 5 (),щоб знайти отримуємо векторне рівняння, яке також розв'язуємо графічно:

Швидкість точки S2 шатуна 2 визначимо за властивістю подоби:

АS2В~ аs2в

Модуль швидкості точки S2:

Визначимо кутові швидкості руху шатунів 2 і 4 та коромисла 3, для чого відносну швидкість між двома точками ланки розділимо на відстань між ними:

Напрямок щ2 визначимо, якщо вектор відносної швидкості перенесемо відповідно до точки В ланки 2.

1.6 Побудова планів прискорень і визначення кутових прискорень ланок для нульового положення механізму

Будування і знаходження прискорень аналогічне пункту 1.4

,

(,т.к. )

Для визначення прискорення точки В скористаємося розкладанням плоско-паралельного руху шатуна 2, получимо:

;

,

Складаємо систему векторних рівнянь для визначення прискорення точки В:

Визначимо величину відрізка:

Вирішуємо систему рівнянь графічно і визначаємо модулі невідомих прискорень:

Прискорення точок О1 і О2 дорівнюють 0, тому їхні зображення знаходяться у полюсі плану прискорень .

Прискорення точки С коромисла 3 визначимо за властивістю подоби з відношення:

ОСВ~ осb

Абсолютну величину прискорення точки С можна визначити:

м/с2

Для визначення прискорення точки D скористаємося розкладанням плоско-паралельного руху шатуна 4, получимо:

,

Прискорення центра мас кривошипа 1 - точки S1 визначаємо за властивістю подоби з відношення:

О1S1А~ о1s1а

Абсолютну величину прискорення точки S1 можна визначити:

м/с

Прискорення центра мас шатуна 2 - точки S2 визначаємо за властивістю подоби з відношення:

АS2В~ аs2b

Абсолютну величину прискорення точки S2 можна визначити:

м/с

На плані прискорень відкладаємо відрізок аs2 на лінії ab з огляду на східність розташування подібних фігур, а потім з'єднавши полюс Ра з точкою s2 отримуємо вектор зображуючий відповідне прискорення.

Аналогічно знаходимо прискорення центрів мас коромисла 3 - точки S3, шатуна 4 - точки S4:

ВS3О2~ bs3о2

Абсолютну величину прискорення точки S3 можна визначити:

м/с

СS4D~ сs4d

Абсолютну величину прискорення точки S4 можна визначити:

м/с

Прискорення s5 відповідає прискоренню точки d, тому що вважаємо що центр мас повзуна зосереджується в точці.

Кутові прискорення шатунів і коромисла визначаються за формулами:

Напрямки е2, е3 визначаємо переносячи у думці вектори тангенціальних відносних прискорень до точки В. Напрямок е4 визначаємо образно переносячи тангенціальне прискорення точки D відносно С до відповідної точки.

1.7 Визначення кінематичних параметрів руху ланок 2 і 3 аналітичним методом і побудова графіків кінематичних параметрів руху коромисла 3

Для того щоб порівняти значення кінематичних параметрів руху ланок 2 і 3, отриманих графічним методом зі значеннями аналітичного методу, в курсовому проекті використані електронні обчислювальні машини.

Вихідні данні до аналітичного розрахунку:

Кут ц1 - узагальнена координата механізму, яка визначає положення кривошипу.

Необхідно визначити кути ц1, ц2 та ц3, які визначають положення кривошипу 1, шатуна 2 і коромисла 3, кутові швидкості цих ланок щ2 та щ3, їх кутові прискорення е2, е3,

Векторний контур, утворений ланками механізму (рис. 1.2), можна показати рівнянням:

(1.8)

Проектуючи векторне рівняння (1.8) на осі x і y, отримуємо:

(1.9)

тому що ц4 = 0°, то sin ц4 = 0, cos ц4 = 1.

Рисунок 1.2 - Схема важільного механізму в аналітичному методі

Позначимо відомі величини:

Тоді рівняння (1.9) будуть мати наступний вигляд:

(1.10)

Введемо для зручності позначення:

Тоді після відповідних замін та перетворень рівняння (1.10), отримаємо:

Кутові швидкості та кутові прискорення ланок 2 і 3 визначимо, взявши першу похідну рівняння (1.9) за часом t і виконавши необхідні перетворення:

За приведеним вище алгоритмом програма обчислює значення кінематичних параметрів руху ланок 2 і 3, та будує їх графіки.

Таблиця 1.2

Результати обчислення за програмою

Положення

ц1

ц2

ц3

щ2

щ3

е2

е3

0, 12

57,96

57,96

62,00

3,84

0,00

27,06

-38,68

1

27,96

74,40

57,27

5,13

-2,66

6,53

-40,01

2

-2,04

91,41

44,59

3,74

-3,94

-50,97

3,70

3

-32,04

98,21

32,19

0,01

-2,75

-56,16

25,93

4

-62,04

93,01

25,06

-2,62

-1,31

-28,20

18,97

5

-92,04

81,30

22,22

-3,71

-0,33

-8,26

13,39

6

-122,04

67,62

22,48

-3,79

0,46

5,07

12,39

7

-152,04

55,02

25,55

-3,13

1,27

15,49

13,37

8

-182,04

45,82

31,58

-1,94

2,08

21,61

12,07

9

-212,04

41,34

40,20

-0,55

2,66

22,15

5,37

10

-242,04

41,81

49,94

0,81

2,66

21,54

-5,75

11

-272,04

47,17

58,33

2,21

1,86

24,11

-20,72

Для нульового та для заданого положення ц* (5 положення) порівнюємо результати отримані графічним методом з результатами аналітичного розрахунку,

та знаходимо відносну похибку за формулою:

Отримані результати зводимо в табл. 1.3 та 1.4 відповідно.

Таблиця 1.3

Таблиця порівняння результатів отриманих аналітичним та графічним методами досліджень для нульового положення механізму.

Параметр

ц1°

ц2°

ц3°

щ2,

рад/с

щ3,

рад/с

е2, рад/с2

е3, рад/с2

Метод

Аналітичний

57,96

57,96

62

3,84

0

27,06

-38,68

Графічний

57,57

57,57

61,59

3,842

0

27,034

-38,67

Д,%

0,67

0,67

0,66

0,05

0

0,1

0,03

Таблиця 1.4

Таблиця порівняння результатів отриманих аналітичним та графічним методами досліджень для заданого положення механізму.

Параметр

ц1°

ц2°

ц3°

щ2,

рад/с

щ3,

рад/с

е2, рад/с2

е3, рад/с2

Метод

Аналітичний

-92,04

81,3

22,22

3,71

-0,33

-8,26

13,39

Графічний

-92,2

81,16

22,13

3,709

-0,328

-8,266

13,387

Д,%

0,17

0,17

0,4

0,03

0,6

0,07

0,07

Таким чином, порівнюючи результати значень кінематичних параметрів руху ланок 2 і 3, отриманих аналітичним та графічним методами, можна відмітити що відносна похибка розрахунків не перевищила 0,67 %.

За даними аналітичного розрахунку будуємо графіки кінематичних параметрів руху коромисла 3. Для цього обираємо масштабні коефіцієнти

Графіки кінематичних параметрів руху коромисла 3 приведені на рисунку 1.3.

2. СИЛОВЕ ДОСЛІДЖЕННЯ ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ

Задачею силового розрахунку механізму є визначення зовнішніх невідомих сил, що діють на ланки механізму; визначення реакцій у кінематичних парах; визначення зрівноважувального моменту сил. Зрівноважувальний момент - момент, який прикладають до початкової ланки для забезпечення заданого закону його руху.

Щоб розв'язати задачу про знаходження сил, використовують принцип Д'Аламбера, згідно з яким рухома система тіл перебуває в кожний момент часу в рівновазі під дією зовнішніх сил, куди включають і сили інерції.

Таким чином, користуючись принципом Д'Аламбера, можна задачу динаміки розв'язати методами статики, якщо умовно віднести до зовнішніх сил і сили (моменти сил) інерції, які виникають при русі ланок з прискоренням і діють на елементи кінематичних пар як додаткові сили.

Розв'язання задачі динаміки методами статики називають кінетостатичним розрахунком.

Вихідні дані: плани механізму, швидкостей та прискорень в заданому положенні, маси ланок та їх центрові моменти інерції, сила корисного опору.

2.1 Визначення сил, діючих на ланки механізму

Визначення швидкостей центрів мас:

Центри мас ланок приймаємо на серединах їх довжини. Прискорення центрів мас S1, S2, S3, S4, ланок ми визначили за теоремою подібності в пункті 1.4, склавши для кожної ланки і його плану прискорень відповідні пропорції. Прискоренню центру мас S5 відповідає прискорення точки D. Та отримали наступні значення: 15,12 м/с2, 23,5 м/с2, 8,82 м/с2, 10,7 м/с2, 10,14 м/с2.

Вагу ланок 1, 2, 3, і 4 важільного механізму обчисляємо за формулою:

де - вага одного метра довжини, Н/м; li - довжина ланки у метрах.

Вагу повзуна 5 обчислюємо за формулою:

2236,5 Н;

Визначення мас ланок:

Сила інерції ланки Fиi спрямована протилежно вектору прискорення центра мас aSi.

Головний вектор сил інерції ланок визначаємо згідно принципу Д'Аламбера за формулою:

де - вектор сили інерції ланки, - маса ланки.

Головний момент сил інерції спрямований протилежно кутовому прискоренню і визначається за формулою:

,

де - момент інерції ланки відносно осі, яка проходить через центр мас і перпендикулярна до площини руху ланки; - кутове прискорення ланки.

, кг?м2;

Отримані результати зводимо до табл. 2.1.

Таблиця 2.1

Сили, діючі на ланки

Величина

Ланка

G, Н

FИ, Н

МИ, Н·м

Н

Ро, Н

1

431,2

664,38

0

0

-

2

939,5

2256,7

69,8733

74,3729

-

3

1316

1181,85

311,0148

236,3334

-

4

1491

1634,32

90,11286

60,4379

_

5

2236,5

2313,24

_

_

7000

2.2 Визначення реакцій в кінематичних парах та зрівноважуючего моменту за методом акад. М.Г. Бруєвича.

Для цього розбиваємо механізм на групи Ассура (рис. 1.1). Силовий розрахунок починають з останньої приєднаної групи.

Силовий розрахунок групи 4-5. На ланки групи діють сили ,, , , момент сили інерції . Дію ланок 3 і 6 замінюємо реакціями і .

Розкладаємо вектор на дві складові: i тобто:

=+. (2.1)

Зображуємо окремо групу 4-5 з масштабним коефіцієнтом мl = 0,01 м/мм, та прикладаємо зазначені сили у відповідні точки, замінюємо момент сили інерції парою сил.

Величину дотичної складової знаходимо з рівнянь моментів сил, які діють відповідно на ланку 4, відносно точки D:

Плечі відповідних сил вимірюємо на побудованому плані групи 4-5.

Для побудови плану сил групи, обираємо масштабний коефіцієнт Н/мм. Після цього визначаємо довжини відрізків, які будуть зображувати відповідні сили:

На основі рівняння будуємо план сил групи. Для цього проводимо лінію, паралельну напрямку реакції. З будь-якої точки, взятої на цій лінії, відкладаємо послідовно згідно з рівнянням (2.2) у масштабі Н/мм вектори всіх сил, діючих на ланки 4-5, і, провівши через кінець вектора напрямок реакції до перетину з напрямком реакції, знайдемо величини й дійсні напрямки цих реакцій:

Тоді згідно (2.1) маємо:

Силовий розрахунок групи 2-3. На ланки групи діють сили , , , , моменти сил інерцій та . Дію ланок 4, 1, 6 замінюємо відповідними реакціями: . Отже, - реакція на ланку 3 з боку ланки 4 нам відома як за напрямком так і за модулем. Невідомі реакції розкладаємо: =+, =+.

Зображуємо окремо групу 2-3 з масштабним коефіцієнтом мl = 0,01 м/мм, та прикладаємо зазначені сили у відповідні точки, замінюємо моменти сил інерцій відповідними парами сил.

Величину дотичних складових знаходимо з рівнянь моментів сил, які діють відповідно на ланки 2 і 3 відносно точки В:

Плечі відповідних сил вимірюємо на побудованому плані групи 2-3.

Для побудови плану сил групи, обираємо масштабний коефіцієнт Н/мм. Після цього визначаємо довжини відрізків, які будуть зображувати відповідні сили:

На основі рівняння (2.5) будуємо план сил групи.

Для цього проводимо лінію, паралельну напрямку нормальної реакції . З будь-якої точки, взятої на цій лінії, відкладаємо послідовно в обратньому напрямку згідно з рівнянням у масштабі Н/мм вектори , ..., і, провівши через кінець вектора напрямок реакції до перетину з напрямком реакції , знайдемо величини й дійсні напрямки цих реакцій:

Тоді згідно (2.3) та (2.4) відповідно маємо:

Реакцію в шарнірі В можна визначити з наступного рівняння:

Силовий розрахунок кривошипа 1. На кривошип діють сили , врівноважуючий момент . Дію ланок 2, 6 замінюємо відповідними реакціями: , . Зображуємо кривошип 1 з масштабним коефіцієнтом мl = 0,01 м/мм, та прикладаємо зазначені сили у відповідні точки, замінюємо зрівноважуючий момент парою сил.

Величину реакції на кривошип з боку стійки знаходимо з рівняння:

Для побудови плану сил групи, обираємо масштабний коефіцієнт Н/мм. Після цього визначаємо довжини відрізків, які будуть зображувати відповідні сили:

На основі рівняння будуємо план сил групи. Для цього проводимо лінію, паралельну напрямку повної реакції .

З будь-якої точки, взятої на цій лінії, відкладаємо послідовно згідно з рівнянням (2.6) у масштабі Н/мм вектори , , і, з'єднавши кінець вектора з початком отримуємо величину та дійсний напрямок реакції :

Величину зрівноважувального моменту знаходимо з рівняння моментів усіх сил, які діють відповідно на кривошип 1, відносно його центра обертання О1:

Плечі відповідних сил вимірюємо на побудованому плані групи.

2.3 Перевірка зрівноважуючего моменту за методом проф. М.Є. Жуковського

Треба визначити зрівноважувальний момент, який прикладають до початкової ланки. У такому випадку для знаходження зрівноважувального моменту користуються методом так званого жорсткого важіля М.Є. Жуковського. Правило М.Є. Жуковського ґрунтується на використанні принципу можливих переміщень: якщо на будь-яку механічну систему діє ряд сил, то, приєднавши до заданих сил сили інерції і надавши всій системі можливих для даного її положення переміщень, дістанемо ряд елементарних робіт, сума яких дорівнює нулю.

Правило важіля М.Є. Жуковського, яке можна сформулювати так.

Переносимо всі задані сили, що діють у даний момент часу на ланки механізму, в тому числі й сили інерції, в однойменні точки плану швидкостей, повертаючи їх при цьому на кут 90° в одну сторону, не змінюючи при цьому величину сили. Розглядаємо незмінний план швидкостей як деякий жорсткий важіль, який перебуває в рівновазі відносно полюса плану швидкостей під дією всіх прикладених сил. Тоді сума моментів усіх цих сил, включаючи врівноважувальну силу, відносно полюса плану швидкостей дорівнює нулю.

За правилом Жуковського:

Плечі відповідних сил вимірюємо на побудованому плані швидкостей з масштабним коефіцієнтом мv = 0,01 (м/с) /мм на який ми переносили сили:

Тоді зрівноважувальний момент:

Порівняльний аналіз отриманих моментів, що зрівноважують, по методах Бруєвича і Жуковського показує, що відносна похибка дорівнює:

що задовольняє критеріям оцінки похибки.

3. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

3.1 Вихідні дані

Основними вихідними даними при проектуванні зубчатих передач є:

- розрахунковий модуль мм;

- числа зубів коліс і ;

- коефіцієнт висоти головки ;

- коефіцієнт радіального зазору ;

- кут профілю вихідного контуру = 20°.

Коефіцієнти зміщення вихідного контуру для першого і другого коліс

і

вибираються залежно від чисел зубів коліс Z1 і Z2 [1, с. 8-9].

Ми проектуємо зубчасту евольвентну неравнозміщену прямозубу передачу. Нарізання проводиться інструментом реєчного типу.

3.2 Параметри, що не змінюються у результаті зміщення

Крок по ділильній окружності:

Радіуси ділильних окружностей:

Радіуси основних окружностей:

Крок по основній окружності:

3.3 Параметри нульового зачеплення

В нульовому зачепленні має місце наступне співвідношення:

Кут зачеплення:

Радіуси початкових окружностей:

Міжосьова відстань:

Крок по початковій окружності:

Радіуси окружностей западин:

Висота зуба:

Радіуси окружностей вершин:

Товщина зубів по ділильній окружності:

Товщина зубів по початковій окружності:

3.4 Параметри зачеплення зі зміщенням

Кут зачеплення:

Радіуси початкових окружностей:

Міжосьова відстань:

Радіуси окружностей западин:

Висота зуба:

Радіуси окружностей вершин:

Товщина зубів по ділильній окружності:

Товщина зубів по основній окружності:

Товщина зубів по початковій окружності:

Крок по початковій окружності:

перевірка:

Товщина зубів по окружності вершин:

Кути профілів на окружності вершин ба визначаємо за формулою:

Коефіцієнт перекриття:

- радіус кривизни евольвенти в т. В1, рис. 3.1.

- радіус кривизни евольвенти в т. В2;

Рис. 3.1- Розрахункова схема до визначення е

3.5 Перевірка якості зубів

Перевірка на незагострення. Робочі поверхні зубів проектованих коліс піддані термообробці, тому до них пред'являють наступні вимоги до їх товщини по окружності вершин:

Перевірка на відсутність підрізування.

Розраховані параметри нульового та нерівнозміщеного зачеплень зводимо до табл. 3.1.

Таблиця 3.1

Розрахункові параметри нульового та нерівнозміщеного зачеплень

Тип зачеплення

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

град

мм

мм

Нульове

11

30

5

15,708

14,761

27,5

75

25,842

70,478

0

0

20

27,5

75

Нерівно-

зміщене

11

30

5

15,708

14,761

27,5

75

25,842

70,478

0,599

0,506

26,133

28,784

78,502

Продовження таблиці 3.1

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

102,5

15,708

21,25

68,75

11,25

32,5

80

7,854

7,854

7,854

7,854

-

-

-

-

-

107,286

16,441

24,245

71,28

10,511

34,756

81,791

10,034

9,696

9,373

7,068

10,199

11,212

2,117

3,734

1,185

3.6 Перевірка якості зачеплення

Перевірка на відсутність інтерференції.

Зубці повинні контактувати тільки евольвентними частинами профілів. Інтерференцією називається таке явище в зачепленні, коли евольвента одного колеса працює з викружкою (галтеллю) зуба другого колеса.

Мінімальний радіус кривизни евольвентного профіля зуба колеса, отриманий при нарізуванні рейкою (рис.3.2):

Рис. 3.2 - Схема нарізування інструментом реєчного типу

Так як

то:

При зачепленні двох коліс активний профіль зуба першого колеса розміщується від вершини зуба до точки В2 (рис. 3.1). Весь активний профіль повинен бути евольвентним. Тому радіус кривизни активного профіля в точці В2 - відрізок повинен бути не менше . Отже, інтерференції між зубцями колеса і викружками зубців шестерні не буде, якщо .

5,747>3,543.

Інтерференція між зубцями шестерні і викружками зубців колеса відсутня, якщо :

24,01>18,43.

Коефіцієнт перекриття.

Для забезпечення плавності зачеплення коефіцієнт перекриття для силових передач приймається .

3.7 Обчислення контрольних розмірів

Товщина зуба по постійній хорді і віддаль від окружності вершин до постійної хорди :

Довжина загальної нормалі:

де - число кроків, що захоплюються скобою, ;

3.8 Креслення елементів зубчатого зачеплення

Вибираємо стандартний масштаб М 5:1. Згідно обраного масштабу розраховуємо значення геометричних параметрів зачеплення на кресленні, та зводимо отримані результати до табл. 3.2.

Таблиця 3.2

Значення геометричних параметрів зачеплення

Геом. параметр

Дійсне значення мм

27,5

75

25,842

70,478

28,784

78,502

107,286

34,756

81,791

24,245

71,28

10,511

15,708

10,034

9,696

На кресленні мм

137,5

375

129,2

352,4

143,9

392, 5

536,4

173,8

409

121,2

356,4

52,6

78,5

50,2

48,5

Побудова евольвентних профілів зубів виконується в такій послідовності (лист 2):

Проводимо лінію центрів, на якій відкладаємо міжосьову відстань . Проводимо початкові окружності радіусами і , які торкаються в полюсі зачеплення Р, основні окружності радіусами і та лінію зачеплення, дотичну до основних окружностей, яка повинна пройти через полюс Р. Проводимо перпендикуляри і з центрів і на лінію зачеплення.

Будуємо евольвенти двох зубчастих коліс, що дотинаються в полюсі Р.

Для побудови евольвентного профілю зуба першого колеса відрізок теоретичної лінії зачеплення ділимо на рівні частини. Ці відрізки відкладаємо по основній окружності першого колеса вправо і вліво від точки . Отримаємо точки 0,1,2.... Через ці точки проводимо дотичні до основної окружності. На дотичній, що проведена через точку 1, відкладаємо один відрізок, рівний , на дотичній, що проведена через точку 2, відкладаємо два відрізка, рівних і т.д. Виконавши аналогічні побудови на кожній з дотичних, отримаємо ряд точок. Крива, проведена через ці точки, є евольвентою зуба першого колеса, яка проходить через полюс Р.

Таким же способом будується евольвентний профіль зуба другого колеса.

Проводимо окружності вершин радіусами і , та окружності впадин радіусами і . Проводимо ділильні окружності радіусами і . Від кожної евольвенти відкладаємо по ділильній окружності і проводимо радіальну пряму - вісь симетрії зуба. По законам симетрії будуємо симетричний профіль зуба кожного колеса.

3.9 Розрахунок зубчатої передачі на ЕОМ

При проектуванні зубчатої евольвентної неравнозміщенної прямозубої передачі для контролю правильності розрахунків та їх уточнень була використана програма «Синтез зубчатого і планетарного редукторів» (AS ТММ Version 1.8 (08.11.2004)).

За допомогою цієї програми ми змогли контролювати об'єктивність розрахунків та встановити що їх значення не виходять за межі допустимих відхилень. Значення результатів розрахунку зачеплення та перевірки його якості приведені на рис 3.3 та 3.4.

Рисунок 3.3 - Результати розрахунку зачеплення, отримані за допомогою ЕОМ

Рисунок 3.4 - Результати розрахунку зачеплення, отримані за допомогою ЕОМ

4. ПРОЕКТУВАННЯ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА

4.1 Синтез планетарного редуктора і аналітичний розрахунок

Виконуємо синтез планетарного редуктора.

Вихідні дані:

об/хв;

об/хв;

мм;

- кількість блоків сателітів.

Визначити: числа зубів , , , .

Передатне відношення редуктора:

Або якщо розбити на простий механізм і планетарний:

Передатне відношення планетарного ступеню визначаємо за методом Вілліса, тобто всім ланкам планетарного механізму задаємо додаткове обертання з кутовою швидкістю рівної кутової швидкості водила, але з протилежним напрямком:

Для оберненого механізму маємо:

звідки:

За допомогою комп'ютерної програми «Синтез зубчатого і планетарного редукторів» (AS ТММ Version 1.8 (08.11.2004)), підбираємо числа зубів (рис. 4.1), попередньо розрахував кутову швидкість на вході у двухрядний планетарний редуктор:

При виборі чисел зубців колес планетарного механізму забезпечуємо:

- мінімальні розміри механізму;

- задану величину передаточного відношення с похибкою, яка не перевищує +/- 2,5%;

- виконання умов співвісності, сусідства та зборки.

Модулі всіх колес можна прийняти однаковими. Найбільше число зубців колес не повинно перевищувати 150, якщо колеса з внутрішніми зубцями, і 120, якщо колеса з зовнішніми зубцями. Найменше число зубців - 17 (колеса без зміщення) та 10 (колеса зі зміщенням).

Рисунок 4.1 Результати підбору зубців на ЄОМ

Таким чином, з урахуванням індексів програми та згідно рис. 2, маємо:

З фактичним передаточним числом

Знаходимо відхилення від розрахованого:

Перевіряємо виконання умови співвісності:

Перевіряємо умову сусідства:

Перевіряємо умову зборки:

де Е - будь яке ціле число.

4.2 Побудова діаграм лінійних і кутових швидкостей

Визначення радіуса ділильних окружностей коліс:

Приймаємо масштабний коефіцієнт

приймаємо

Швидкість т. В, що належить ділильній окружності колеса 3, обчислена по формулі і зображена вектором з обліком обраного масштабного коефіцієнта швидкості.

Закон розподілу швидкостей крапок будь-якої ланки являє собою пряму лінію. Для колеса 1 - це пряма, що проходить через крапки O3 і .

З'єднавши крапки і одержимо закон розподілу швидкостей крапок коліс 2 і 3. Швидкість крапки D колеса 6, і значить і крапки D колеса 5, дорівнює нулю і зображено вектором Dd , довжина якого дорівнює нулю. Швидкість крапки B колеса 3 дорівнює швидкості крапки B колеса 4. Тоді закон розподілу швидкостей крапок сателіта - пряма, що проходить через крапки і .

Швидкість т. С сателіта зображена вектором Сс, а швидкість точки С водила Н дорівнює швидкості крапки С сателіта. Швидкість точки О1 водила дорівнює нулю. Таким чином, закон розподілу швидкостей крапок водила є пряма Н, яка проходить через точки О1 та с.

Побудову діаграми кутових швидкостей проводимо за такою послідовністю. Накресливши горизонтальну вісь кутових швидкостей щ, обираємо на ній точку О, від якої перпендикулярно осі щ відкладаємо будь яку відстань h і з точки Р проводимо до осі щ промені, паралельні лініям розподілу лінійних швидкостей (див. лист 2).

Відрізки (0-1), (0-2,3), (0-4,5) і (0-Н) зображують кутові швидкості відповідних ланок за масштабом:

Визначаємо кутові швидкості ланок.

Дані отримані аналітичним та графічним методами та похибка результатів зводяться в таблицю (лист 2).

5. ПРОЕКТУВАННЯ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНІЗМУ

5.1 Визначення закону руху штовхача і побудова графіків руху

Кінематична схема кулачкового механізму і діаграма зміни аналога прискорення штовхальника представлені відповідно на рис. 3 і рис. 4.

Вихідні дані для розрахунку законів руху штовхальника:

мм

мм

Розглянемо закон зміни аналога прискорення поступально рухомого штовхальника на етапах видалення і повернення (рис. 4).

В даному випадку на етапі віддалення:

Інтегруючи (4.1), отримуємо вираження аналога швидкості

та переміщення штовхача:

Постійні інтегрування с1 і с2 знаходимо з начальних умов: при ,

і отже, і

При маємо тому з вираження (4.3) отримуємо:

звідки

Підставив отримане значення а1 в формули (4.1) - (4.3), остаточно отримуємо:

Аналогічним чином, ввівши нову змінну отримуємо закон зміни аналога прискорення на етапі наближення у вигляді:

Інтегруючи послідовно, отримуємо:

Постійні С3 та С4 визначаються з начальних умов: при , та S=H, отже, С3 = 0; С4 = Н. Коли , S=0, тому Таким чином, для етапу наближення маємо:

Використовуючи результати розрахунку законів руху штовхача, які було виконано за допомоги програми «Синтез зубчатого і планетарного редукторів» (AS ТММ Version 1.8 (08.11.2004)) (рис. 5.1), будуємо графіки переміщення штовхача S, аналога швидкості й аналога прискорення (лист 3).

Вибираємо масштабні коефіцієнти:

кута повороту кулачка:

часу:

швидкості штовхача:

прискорення штовхача:

ходу штовхача:

Рисунок 5.1 - Результати розрахунку законів руху штовхача

5.2 Визначення мінімального радіуса центрового профілю кулачка

Кулачковий механізм із силовим замиканням.

Вибираються масштабні коефіцієнти переміщення та швидкості штовхача , і на вертикальній лінії відкладається відрізок , що зображує його максимальне переміщення. Крапкою позначається початкове положення кінця штовхача. За наявним значенням переміщення штовхача й аналога швидкості будується крива . Для цього зображуються переміщення крапки штовхальника, у вигляді відрізків, довжини яких обчислюємо за формулою:

.

Через отримані крапки проводяться перпендикуляри до траєкторії крапки на них відкладаються відрізки

.

Крапки з'єднуються плавною кривою. Потім під кутом до горизонталі проводяться: лінія з крапки і лінія дотична до побудованої кривої на фазі видалення. Одержуємо заштриховану область, в якій вибирається центр обертання кулачка О1. Відрізок О1 зображує мінімальний радіус центрового профілю кулачка,

Будується графік тільки для фази видалення, попередньо прийнявши масштабний коефіцієнт

5.3 Побудова профілів кулачка

Для побудови теоретичного профілю кулачка користуємось методом звернення руху: всім ланкам кулачкового механізму задаємо обертальний рух с щ=-щН кулачка, тобто рівною за величиною кутовій швидкості кулачка, але протилежно спрямованою. Таким чином, отримуємо звернений механізм, в якому кулачок нерухомий, стійка здійснює обертальний рух, а штовхач і ролик - плоскопаралельний (метод інверсії).

Проводиться вертикальна лінія, від якої на відстані зображується центр кулачка О1. Проводиться окружність мінімального радіуса центрового профілю, що у перетинанні з вертикаллю дає В0. На лінії штовхача знаходяться крапки . Зображується окружність радіуса е. Від луча відкладаються послідовно кути , , . Кути і поділяються на прийняте раніше число рівних частин. Через отримані на окружності мінімального радіуса крапки розподілу 1, 2, 3…n проводяться дотичні до окружності радіуса . Через кожну крапку проводиться дуга окружності з центром у крапці O1 до перетинання з відповідною дотичною. Крапки перетинання , , … є крапками центрового профілю кулачка, вони з'єднуються плавною кривою. Участки профілю, що відповідають кутам і , є дугами окружностей. Для одержання практичного профілю кулачка проводять радіусом ролика безліч окружностей з центрами в крапках профілю.

Вибираємо радіус ролика із конструктивних міркувань:

Приймаємо ролик радіусом =0,008 м.

ВИСНОВКИ

В результаті виконання курсового проекту ми спроектували та провели дослідження механізмів пересування корзини коксонаправляючої, параметри якої повністю відповідають вимогам завдання.

Під час роботи використовувалися аналітичні та графічні методи дослідження механізмів, які контролювалися за допомогою ЕОМ. Завдяки цим методам були отримані кількісні та якісні характеристики механізмів пересування корзини коксонаправляючої, які повністю відповідають вимогам їх нормальної роботи.

В першій частині ми провели кінематичне дослідження важільного механізму двома методами. Графічний метод - побудова 12 планів механізму, планів швидкостей та прискорень ланок механізму. За результатами обчислення на ЕОМ побудовані графіки кінематичних параметрів руху коромисла 3.

В другій частині був здійснений силовий аналіз важільного механізму двома методами: за методом акад. М.Г. Бруєвича та за методом проф. М. Є. Жуковського. Похибка між двома методами складає 0,003%, що не перевищує норму.

В третій та четвертій частині був зроблен синтез зубчастої передачі: розраховані параметри зубчастого зачеплення, побудована картина зубчастого зачеплення однієї зубчастої передачі, побудован планетарний механізм з розрахунком його лінійних та кутових швидкостей графічним та аналітичним методами з допустимою похибкою не більше 2,5%.

В п'ятій частині був проведен аналіз кулачкового механізму, побудовані графіки руху штовхача, кута передачі руху; визначен мінімальний радіус центрового профілю кулачка та побудовані його теоретичний та дійсний профілі.

Курсовий проект став завершальним етапом у вивченні курсу «Теорії механізмів і машин»; в ньому були використані всі вивчені методи розрахунків й досліджень, а також закріплені навики графічної побудови їх результатів.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1. Методические указания по проектированию и динамическому анализу механизмов / Кондрахин П.М., Гордиенко Э.Л., Кучер В.С. и т.д. - Донецк: ДонНТУ, 2005. - 47с.

2. Артоболевский И.И. “Теория механизмов и машин”. - М.: Наука, 1988. - 640с.

3. Фролов К.В. “Теория механизмов и машин”. - М.: Высшая школа, 1987. - 496с.

4. Методические указания и программы к геометрическому и кинематическому расчёту механизмов на ПМК типа «Электроника» / Гордиенко Э.Л., Кондрахин П.М., Стойко В.П. - Донецк: ДПИ, 1991. - 44с.

5. Синтез і аналіз зубчастих механізмів з використанням графічної системи КОМПАС - 3D. Навчальний посібник до курсового проектування з теорії механізмів і машин / Гордієнко Е.Л., Пархоменко В.Г. - Донецьк: ДонНТУ, 2008. - 36с.

6. Методические указания по применению вычислительной техники в курсовом проектировании по ТММ для студентов механических специальностей / Кондрахин П.М., Кучер В.С., Пархоменко В.Г., Гордиенко Э.Л. - Донецк, ДПИ, 1982. - 44с.

7. Дистрибутив комплексу програм «Теорія механізмів і машин» з керівництвом користувача: http://m-lab.donntu.edu.ua/computersystem/.

8. Структурний аналіз плоских механізмів. Методичні вказівки до самостійної роботи студентів з курсу ТММ / Пархоменко В.Г. - Донецьк: ДонНТУ, 2004. - 24с.


Подобные документы

  • Структурне і кінематичне дослідження важільного механізму. Визначення довжин ланок і побудова планів. Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для заданого положення. Сили реакцій у кінематичних парах за методом Бруєвича.

    курсовая работа [430,7 K], добавлен 07.07.2013

  • Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нерівнозміщеного зубчастого зачеплення. Кінематичне і силове дослідження шарнірно-важільного механізму привода редуктора. Визначення моменту інерції маховика за методом енергомас. Синтез кулачкового механізму.

    курсовая работа [708,3 K], добавлен 23.11.2012

  • Аналіз важільного механізму. Визначення положень ланок механізму для заданого положення кривошипа. Визначення зрівноважувального моменту на вхідній ланці методом М.Є. Жуковського. Синтез зубчастого і кулачкового механізмів. Параметри руху штовхача.

    курсовая работа [474,1 K], добавлен 05.04.2015

  • Структурний аналіз механізму. Побудова планів швидкостей та прискорень, евольвентного зубчатого зачеплення. Синтез та кінематичний аналіз планетарного редуктора. Ступінь рухомості плоских механізмів. Визначення загальних розмірів геометричних параметрів.

    контрольная работа [534,8 K], добавлен 12.11.2014

  • Структурний і силовий аналіз шарнірно-важільного механізму привода глибинного насосу. Синтез кулачкового механізму. Визначення реакцій у кінематичних парах механізму та зрівноважувальної сили методом М.Є. Жуковського. Побудова планів швидкостей механізму.

    курсовая работа [411,2 K], добавлен 06.06.2019

  • Розробка механізму підйому вантажу. Опис конструкції стрілового вузла зміни вильоту вантажу. Проектування обертання крану. Розрахунок пересування вантажного візка з канатною тягою (проектувальний розрахунок). Механізм пересування баштового крана.

    курсовая работа [521,6 K], добавлен 04.08.2015

  • Розрахунок механізму підйому вантажу. Вибір підшипника гака, гальма механізму підйому, схема механізму пересування. Механізм пересування крана та пересування візка. Розрахунок елементів підвіски. Перевірка електродвигуна за часом розгону та нагрівом.

    курсовая работа [5,8 M], добавлен 04.03.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.