Курсова робота
З дисципліни:«Теорія машин і механізмів»
На тему: «Механізм приводу щокової дробарки»
Зміст
Глава 1. Кінематичне дослідження шарнірно-важільного механізму
1. Структурний аналіз механізму
2. Кінематичне дослідження механізму
Глава 2. Силове дослідженняшарнірно-важільного механізму
1. Кінетостатичне дослідження механізму
2. Силове дослідження механізму першого класу
Глава 3. Визначення моменту інерції маховика
1. Побудова графіка зведеного моменту сил опору
2. Побудова графіка робіт сил опору
3. Побудова графіка надлишкової роботи
4. Масштабні коефіцієнти побудови графіків
5. Побудова графіка зведених моментів інерції Ізв.
6. Побудова діаграми Віттенбауера
7. Визначення геометричних розмірів маховика
Глава 4. Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нульовогопрямозубого зачеплення
1. Визначення геометричних параметрів зубчастого зчеплення
Глава 5. Синтез кулачкового механізму
1. Побудова графіка кутового переміщення штовхача
2. Порядок побудови кулачкового механізму з плоским штовхачем
Література
Глава 1.Кінематичне дослідження механізму
1. Структурнийаналіз механізму
привід щокова дробаркаштовхач
Зображуємо структурну схему механізму.
/>
Рис. 1
Нумеруємоланки і позначаємо кінематичні пари.
Складаємотаблицю кінематичних пар.
Назва КП О1 А В В1 О3 С О4 Ланки КП 0-1 1-2 2-3 2-4 4-0 3-5 5-0 Клас КП 5 5 5 5 5 5 5 Вид руху Оберт. Оберт. Оберт. Оберт. Оберт. Оберт. Оберт.
Знаходимоступінь рухомості за формулою Чебишева:W =3n-2p5-p4 = 3∙5-2∙7 = 1де n –число рухомих ланок;
р5– число кінематичних пар пятого класу;
р4– число кінематичних пар четвертого класу.
Ділимоважільний механізм на групи Ассура.
Виділяємоструктурну групу з ланок 4 – 3.
1)n = 2; p5 = 3;
2)W=3×2–2×3=0;
ГрупаАсура 2 класа, 2 порядку, 2 виду.
/>
Рис.2
Виділяємоструктурну групу з ланок 2 – 5.
1)n = 2; p5 = 3;
2)W = 3∙2 – 2∙3 = 0;
ГрупаАсура 2 класа, 2 порядку
1виду.
/>
Рис. 3
Виділяємо механізм першого класу, якийскладається з ланок 0 – 1.
/>
Рис. 4
В загальному,розглянутий механізм другого класу (за класом вищої групи Аcсура).
Структурнаформула даного важільного механізму: І1→ ІІ21→ II22 .
2. Кінематичнедослідження механізму
Задачами кінематичного дослідження є побудовапланів положень механізму, траекторій окремих точок, швидкостей і прискореньланок механізму.
Данідля кінематичного розрахунку ланок механізму.
Розміриланок важільного механізму :
LOA=0,14 м; LАВ=1,2 м; LВС=1,2 м, LО4C=0,8 м;LО3В=1,1м ;
AS2= 0,5· AB = 0,5·1,2= 0,6 м, BS3= 0,5· BС = 0,5·1,2=0,6 м,
O4S4= 0,5· O4C = 0,5·0,8= 0,4 м ;
wn-1=25; w1=13,4 c-1 .
Знаходженнямасштаба плана побудови:
mL = LOA /OA = 0,14/28= 0,00 м/мм .
Побудова плану швидкостей важільногомеханізму (для полож. № 1).
/>
Для прикладу побудуємоплан швидкостей для першого положення механізму.
Знаходимо швидкість точки А.
VA =LOA ×w1 = 0,14×13,4 = 1,88 м/с .
В довільному масштабі з довільної точкивідкладаємо відрізок Рvа, щозображає швидкість точки А (перпендикулярно докривошипа ОА в напрямку w1).
Знаходимо масштаб побудови плана швидкостей:
mv = Vа/(Рva) = 1,88/50 = 0,0376 (м/с)/мм.
Для знаходження швидкості точки B запишемосистему векторних рівнянь:
VB = VА + VBA;
VB = VC + VВC .
Точка b буде лежати на перетині лінії, якапроходить через точку aперпендикулярно до ланки OA,з лінією, що проходить через точку Рv перпендикулярно до ланки BC.
Знаходимо дійсне значення швидкості ланок механізму:
VО3В = (Рvb)×mv = 25,04×0,0376 = 0,94 м/с .
VАВ = (ab)×mv = 56,72×0,0376 =2,13м/с .
Знаходимо кутову швидкістьобертання ланки O1A :
ω2 = VАB/LВA = 2,13/1,2 =1,78рад/с .
Аналогічно знаходимо кутові швидкості ланок ВС іВD :
ω 3 = VBC/LВC = 0,5/1,2 = 0,42рад/с .
ω 4 = VС/LО4С = 0,69/0,8 = 086рад/с .
ω 5 = VО3В/LО3В=0,94/1,1 = 0,85рад/с .
Аналогічно будуємо плани швидкостей дляінших положень мeханізму.
Будуємо таблицю значень лінійних і кутовихшвидкостей ланок механізму:
Значення лінійних та кутових швидкостей ланокмеханізмуПозначення 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12/0 Ра, мм 50 50 50 50 50 50 50 50 50 50 50 50 VА, м/с 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 1,88 Pb, мм 25,04 44,48 55,61 55,34 40,83 11,57 26,44 57,89 67,17 53,51 27,86 - VB, м/с 0,94 1,67 2,09 2,08 1,54 0,44 0,99 2,18 2,53 2,01 1,05 - Pc, мм 18,4 33,95 45,46 48,61 38,22 11,24 25,43 52,56 56,18 41,12 20,22 - VC, м/с 0,69 1,28 1,71 1,83 1,44 0,42 0,96 1,98 2,1 1,55 0,76 - АВ, мм 56,72 50,81 35,34 13,01 13,9 41,99 63,46 65,93 43,2 5,91 28,52 - VAB, м/с 2,13 1,91 1,33 0,49 0,52 1,58 2,39 2,48 1,62 0,22 1,07 - ВС, мм 13,36 23,41 29,16 29,6 22,72 6,65 15,05 31,41 35,35 28,01 14,83 - VBC, м/с 0,5 0,88 1,1 1,11 0,85 0,25 0,57 1,18 1,33 1,05 0,56 - ωАВ, рад/с 1,78 1,6 1,1 0,38 0,43 1,32 2 2,1 1,35 0,18 0,89 - ωВС, рад/с 0,42 0,73 0,92 0,93 0,71 0,21 0,48 0,98 1,11 0,88 0,47 - ωВО3, рад/с 0,85 1,52 1,9 1,89 1,4 0,4 0,9 1,92 2,3 1,83 0,95 - ωСО4, рад/с 0,86 1,6 2,14 2,29 1,8 0,53 1,2 2,48 2,63 1,94 0,95 -
Побудова плану прискорення важільного механізму(для положення № 8).
/>
Знаходимо прискорення точки A
aA = w12·lOA = 13,42·0,14 = 25,14 м/с2 .
В довільному масштабі з довільної точки Рапаралельно кривошипу АО в напрямку, який співпадає з напрямком від точки А дот.О (так, як доцентрове прискорення) відкладаємо відрізок Раа, який зображуєприскорення точки А.
Знаходимо масштаб плана прискорень:
ma = a/(Paa) = 25,14/100 =0,2514 (м/с2)/мм
Для знаходження прискорення точки B, запишемосистему векторних рівнянь:
aB = aA + aBAt + aBAn ;
аB = aC + aВCn + aВCt .
Для побудови прискорення точки B на планіприскорень виконуємо слідуючі операції :
з точки а відкладаємовідрізок аn2, що відповідає нормальному рискоренню ланки АВ — aBAn, паралельно АВ в напрмку від В до А,аналогічно з точки Ра відкладаємо відрізок Раn3, паралельно ВО3 в напрямку відВ до О; він відповідає нормальному прискоренню ланки ВО3 a BО3n .
Довжини відрізків, щопоказують нормальні прискорення aBAnі a BО3n обчислюємо користуючисьтакими виразами :
aАВn = VAB2 / lAВ = 2,482/1,2= 5,12м/с2 ;
аn2 = aАВn /ma = 5,12/0,2514 = 20,37 мм ;
aBО3n = VBО32/l BО3=2,182 /1,1 = 4,32 м/с2 ;
Раn5 = aВО3n /ma = 4,32/0,2514 = 17,18 мм ;
Точкуb на плані прискорень отримуємо на перетині ліній, що показують тангенціальніприскоренн ланок АВ і ВО3, тобто на перетині лінії, що виходить з точки n2 перпендикулрно до АВ і лінії, що виходитьз точки n3 перпендикулрнодо ВО3.Сполучивши точки a і b отримуємо вектор, що зображає прискорення ланки АВ .
aВСn = VBС2 / lВС = 1,182/1,2 =1,16м/с2 ;
аn3 = aВСn /ma = 1,16/0,2514 =4,61 мм ;
aСО3n = VО4С2/l О4С=1,982/0,8 =4,9м/с2 ;
Раn4 = aО4Сn /ma =4,9/0,2514 =19,49мм ;
На лініях, що показуютьприскорення ланок відкладаємо центри ваги ланок, користуючись такимиспіввідношеннями :
(AS2) = 0,5 AB
(CS3) = 0,5 BC
(BS4) = 0,5 BD
Сполучивши отримані точки зточкою Ра отримуєм вектори, що показують прискорення центрів ваги ланок
Знаходимодійсні значення прискорень:
Дійсні значення прискорень отримуємоперемноживши довжини відповідних векторів, взятих з креслення, на відповіднімасштабні коефіцієнти :
aS2 = (PaS2)×ma = 90,45·0,2514 =22,73м/с2
aS3 = (PaS3)×ma = 73,28·0,2514 =18,42м/с2
aS4 = (PaS4)×ma = 32,36·0,2514 =8,135м/с2
aS5 = (PaS5)×ma = 42,35·0,2514 =10,65м/с2
аАВt =(n2b)×ma= 40,16·0,2514 =10,1м/с2 ;
аВCt=( n3c )× ma= 40,36·0,2514 = 10,15м/с2 .
аО3Вt=( b n1 )× ma= 84,13·0,2514 = 21,15м/с2 .
аО4Сt =( n4c )× ma=85,89·0,2514 =21,6 м/с2 .
Знаходимо кутову швидкістьобертання ланки АB:
e2 = аAВt/lAВ = 10,1/1,2 = 8,42 рад/с2 .
Значення прискорень точок і ланокПозначення Положення механізму
/>A, м/с2 25,14 25,14
/>, м/с2 1,9 4,35
/>, м/с2 4,63 21,15
/>В, м/с2 5 21,6
/>, м/с2 3,62 4,88
/>, м/с2 5,65 15,52
/>С, м/с2 6,7 16,27
/>, м/с2 1,147 5,12
/>, м/с2 20,85 10,1
/>АВ, м/с2 20,9 11,32
/>, м/с2 1 1,17
/>, м/с2 4,36 10,15
/>ВС, м/с2 4,48 10,21
/>, рад/с2 17,4 8,42
/>, рад/с2 3,6 8,46
/>, рад/с2 4,2 19,23
/>, рад/с2 7,06 27
/>S3, м/с2 5,48 18,42
Визначеннярадіуса кривизни траєкторії точки S2
Радіускривизни ρ точки S2 для 8-го положення механізму визначаємо з формулинормального прискорення цієї точки:
/>,
звідси
/> = 1,612/13,63= 0,19 м.
Глава 2. Силове дослідженняшарнірно-важільного механізму
1.Кінетостатичне дослідження механізму
Задачі кінетостатичного дослідження:
а) Знаходження зовнішніх сил, які діють на ланкимеханізму;
б) знаходження реакцій у кінематичних парах,тобто сил взаємодії ланок;
в) знаходження зрівноважуючої сили або момента,прикладених до ведучої ланки механізму.
Вихідні дані.
Маса:
- m1=(LAО1×q)=(0,14×70)= 9,8кг ;
- m2=(LAB×q)=(1,2×70)=84 кг ;
- m3 = (LBС×q)=(1,2×70)=84 кг ;
- m4 =(LО4С×q)=(0,8×70)=56 кг ;
- m5=(LО3В×q)=(1,1×70)=77 кг.
Моменти інерції: /> кг×м2 ;
/>
/> />
/>
Визначаємозовнішні невідомі сили, реакції в кінематичних парах та зрівноважені сили абомоменти. Визначаємо сили, що діють на дану групу.
Визначаємосили тяжіння:
/>
/>
/>
/>
Моменткорисного опору.
Мmах = 1×104Н/м .
Розрахуємомомент корисного опору для 8-го положення механізму.
/>
Розрахуємосилу корисного опору для 8-го положення механізму.
/>Н№п/п
/>
/>
/>
/> 10000 12500 1
/> 9530,7 11913,4 2
/> 8187,1 10234,6 3
/> 6140,8 7676 4
/> 3697,4 4621,8 5
/> 1415,6 1769,5 6
/> 89 111,3 7
/> 445 556,3 8
/> 2516,2 3145,3 9
/> 5888,3 6735,3 10
/> 7920,7 9900,9 11
/> 9490,3 11862,9
Визначаємосили інерції і моменти сил інерції.
/>/>
Розкладемомоменти сил інерції на пари сил
/>
Силоведослідження групи 4-3.
Реакціїпочинаємо визначати з тангенціальної складової />,/>складаємо суму моментів />.
Дляланки 4.
/>Для ланки 3.
/>
Для визначення номінальної складової реакції />, />запишемо ввекторній формі суму всіх сил, що діють на групу Ассура 4-3.
/>
Длявизначення невідомої />,/>побудуємо в масштабі силовийбагатокутник.
Дляпобудови силового багатокутника приймаємо масштаб:
/> />
З плану сил
/>/>
/>/>
4.Силоведослідження групи Ассура, що складається з ланок 5-2.
Визначаємореакції з тангіціальної складової /> і /> складаємо суму моментів />.
Дляланки 2.
/>
Дляланки 5.
/>
Длявизначення нормальних складових реакцій /> і /> запишемо в векторній формі всісили, що діють на групу Ассура 5-2.
Длявизначення невідомих /> і /> побудуємо силовий багатокутника.
/>
Дляпобудови силового багатокутника приймаємо масштаб />З силовогобагатокутника отримуємо
/>/>
2. Силове дослідження механізму першогокласу
Знайдемозрівноважену силу.
Оскількикривошип кріпиться до зубчатого колеса, то /> знаходиться радіусі />зубчатогоколеса.
/>,
Отже/>
Визначаємозрівноважену силу методом важеля Жуковського.
Повертаємоплан швидкостей на 900, і записуємо суму моментів сил, що діють на важільЖуковського.
/>/>
Порівняємо/>за методомЖуковського і силовим розрахунком.
/>
Глава 3. Визначеннямоменту інерції маховика
1. Побудова графіказведеного моменту сил опору
Вихіднідані:
- схема механізму без маховика;
- маси і моменти інерції ланок:
/> /> />/>/>
/>;/>; />./>/>
- середня кутова швидкість ведучої ланки />;
- коефіцієнт нерівномірності руху />;
- графік зведених моментів сил;
- графік зведених моментів інерції.
1. Будуємо графік зведених моментів сил.
Данідля побудови графіка беремо з таблиціПоложення
/> 1 4050,1 2 6550,1 3 6524,1 4 4390,7 5 1274 6 23,4 7 267 8 3113,8 9 7139,5 10 7623,7 11 4510,2
2. Побудова графіка робіт сил опору
Дляцього застосуємо метод графічного інтегрування графіка зведених моментів сил.
Послідовність інтегрування:
- вибираємо полюс інтегрування Р на відстані Н=50 ммвід осі ординат на продовженні вісі абсцис;
- будуємо ординату, яка відповідає середині інтервалу0-1, проектуємо її на вісі ординат і з’єднуємо точку 1’ ординати 01’ з полюсом Р;
- теж саме робимо на наступних інтервалах;
- з точки 0’ навої осі координат проводимо відрізокна інтервалі 0’1 паралельно променю Р1’, з кінця отриманого відрізка проводимовідрізок на інтервалі 12 паралельно променю Р2’ і т.д.;
- з’єднуємо отримані точки плавною кривою.
Отриманакрива О’К є графіком робіт сил опору.
Оскількиза цикл усталеного руху робота рушійних сил дорівнює роботі сил опору, таз’єднавши т.О’ з т.К отримаємо графік робіт рушійних сил.
3. Побудова графіка надлишкової роботи
Виконавшиалгебраїчне сумування ординат граіфка робіт рушійних сил (беремо зі знаком “+”)та графіка робіт сил корисного опору (беремо зі знаком “-”).
4. Масштабні коефіцієнти побудови графіків
/>
5. Побудова графіказведених моментів інерції Ізв.
Дляцього визначаємо зведений момент інерції для 12-ти положень механізму. Оскількиумовою зведення є рівність кінетичних енергій />, та
Зацією формулою знаходимо зведені моменти інерції в 12-ти положеннях. Результатизаносимо в таблицю 3.1.
Розрахуємозведений момент інерції для 3-го положення механізму.
/>Значеннязведених моментів інерції№пол. Ізв, кгм2 1,14 1 2,44 2 3,71 3 3,91 4 2,61 5 0,9 6 1,32 7 3,66 8 4,9 9 3,53 10 1,54 11 0,14
Заданими табл. 3.1 будуємо графік зведених моментів інерції, повернений на 900, вмасштабі
/>
6. Побудова діаграмиВіттенбауера
Длявизначення момента інерції маховика необхідно сопчатку визначити максимальнийприріст кінетичної енергії />, так як/>.
/> визначаємо здіаграми Віттенбауера. Спочатку визначаємо кути, під якими будуть проведенідотичні до діаграми.
/>
Привідомих значеннях />, /> проводимо дотичні до діаграмиВіттенбауера. Там де ці лінії перетнуть ординату />, виділяємо відрізок ав.
Визначаємомомент інерції маховика:
/>.
7. Визначення геометричних розмірів маховика
Оскількиза попередніми розрахунками момент інерції маховика має велике значення ірозміри маховика вийдуть великими, доцільно розмістити маховик на валуелектродвигуна. Тоді момент інерції маховика буде мати таке значення:
/>.
Конструктивноприймаємо, що маховик виготовлений в вигдяді диска з масою, зосередженою наободі, момент інерції якого:
Тодізовнішній діаметр маховика розраховуємо за формулою:
/>
де/> — відошенняширини маховика до його діаметра, яке рекомендується приймати в межах /> (приймаємо />); /> — густинаматеріалу (для чавуна />).
Ширинаобода маховика:
/>
Знаходимомасу маховика:
/>
Знаходимоколову швидкість обода маховика:
/>
Такашвидкість дрпустима для чавунних маховиків (/> — допустима колова швидкість ободачавунних маховиків).
Глава 4.Геометричний синтеззовнішнього евольвентного нульового прямозубого зачеплення
Вихіднідані:
/> мм — модуль;
/> -число зубців першого колеса;
/> -число зубців другого колеса;
/> -коефіцієнт висоти головки зубця;
/> -коефіцієнт висоти ніжки зубця;
/> -коефіцієнт радіального зазору;
/> -коефіцієнт округлення біля ніжки зубця;
/> - кутпрофілю.
1. Визначення геометричних параметрів зубчастогозачеплення
Визначаємокрок зачеплення
/> мм.Визначаєморадіуси ділильних кіл:
/> мм;
/> мм.Визначаєморадіуси основних кіл:
/> мм;
/> мм.Визначаємотовщини зубців:
/> мм;
/> мм.Визначаєморадіуси западин:
/> мм;
/> мм.
Визначаємоміжосьову відстань:
/> мм.Визначаєморадіуси початкових кіл:
/> мм;
/> мм.Визначаємовисоту зубців:
/> мм.Визначаєморадіуси вершин зубців:
/> мм;
/> мм.
Наформаті А1 проводимо побудову зовнішнього нульового прямозубого
зчепленняв такій послідовності:
–Проводимо лінію центрів і відкладаємо на ній у масштабі М 2:1 міжосьовувідстань центрову відстань />= О1О2 = 220,5 мм.
–З точки О1 проводимо початкове коло для 1-го колеса радіусом R1 і З точки О2 –коло, радіусом R2. З метою збільшення масштабу побудови проводимо тількичастину кола. Також проводимо з центрів коліс основні кола, кола виступів івпадин.
–До початкових кіл проводимо дотичну Т1-Т2 через полюс Р (точку дотикупочаткових кіл коліс) і під кутом зачеплення a=200проводимо нормаль N1N2 (лінію зачеплення).
–З центрів коліс О1 і О2 опускаємо перпендикуляри О1А і О2В на нормаль N1N2. О1Аі О2В являються радіусами кіл R01 і R02. Отриманий відрізок АВ називаєтьсятеоретичною лінією зачеплення.
–Для побудови евольвенти першого колеса довжиною АР з точки А робимо засічку наосновному колі. Отримуємо точку 1.
–Дугу основного кола А-1 ділимо на три рівні частини. Точки ділення позначаємо1, 2, 3, 4. Точка співпадає з точкою А. Продовживши ділення за точку А,отримуємо точки 5,6,7.
–Отримані точки 1 – 6 з'єднуємо центром колеса О1 і проводимо дотичні доосновного кола через ці точки.
–З точки А радіусом АР проводимо дугу уверх до найближчої дотичної. Отримаємоточку 3'.
–З точки 3 радіусом 3-3' проводимо дугу до наступної дотичної 2 і так далі додотичної 1.
–Далі точки А радіусом АР вниз від лінії зачеплення проводимо дугу до найближчоїдотичної 5 і т. д., доки ця дуга не перетне коло виступів. Побудована кривабуде евольвентою від основного кола до кола виступів.
–Відкладаємо в масштабі по початковому колу від полюсу Р половину товщини зуба />=5,995 мм.Отриману точку з'єднуємо з центром колеса. Отримана радіальна пряма буде віссюсиметрії зуба.
–Частину профілю зуба, якої не вистачає, замінюємо відрізком радіальної прямої,яка з'єднує початок евольвенти з центром колеса. Після цього виконуємостикування між прямою і колом впадин радіусом r»0,3m » 1,8 мм.
–Через полюс зачеплення Р проводимо боковий профіль першого зуба.
–По початковому колу в обидві сторони від осі симетрії відкладаємо відрізки рівнікроку зачеплення р=21,98 мм. Через отримані точки ділення, проводимо осісиметрії ще двох зубів і креслимо їх профілі.
–Для побудови евольвенти другого колеса довжиною ВР з точки В робимо засічку наосновному колі. Отримуємо точку 1.
–Дугу основного кола В-1 ділимо на чотири рівні частини. Точки діленняпозначаємо 1, 2, 3, 4. Точка 4 співпадає з точкою В. Продовживши ділення заточку В, отримуємо точки 5, 6, 7.
–Отримані точки 1 – 6 з'єднуємо центром колеса О2 і проводимо дотичні доосновного кола через ці точки.
–Далі алгоритм побудови для другого колеса такий самий як і для першого колеса.
–Контурною лінією виділяємо наступні елементи:
практичнучастину лінії зачеплення аb;
дугузачеплення а’b’ по початковому колу, яка обмежена двома точками, які відповідаютьвходу і виходу їх зачеплення профілю даного зуба;
робочіділянки профілів, які отримаємо перетином кіл, проведених з центрів коліс,через точки а і b практичної лінії зачеплення, з боковими контурами зубів.
Післяцього аналітично визначаємо:
довжинупрактичної частини лінії зачеплення за формулою:
/>/>=66,93+42,68-75,41=34,2мм
довжинадуги зачеплення:
/> = /> = 36,4 мм
теоретичнийкоефіцієнт перекриття:
/> = /> = 1,656
Визначаємокоефіцієнт перекриття графічно:
/> =1,656
деab = 34,24 мм – практична частина лінії зачеплення, яка виміряна на
Утаблицю основних параметрів і розмірів зубчатого зачеплення вносимо: m, p, z1,z2, R01, R02, R1, R2, Ra1, Ra2, Rf1, Rf2, Eт, Епр.Параметри Один. Вимір. Показники m 7 p мм 21,98 z1 41 z2 22 R01 мм 134,8 R02 мм 72,35 R1 мм 143,5 R2 мм 77 Ra1 мм 150,5 Ra2 мм 84 Rf1 мм 134,75 Rf2 мм 68,25 Eт 1,656 Епр 1,656
Діаграми питомого ковзання. Коефіцієнтивідносного ковзання характеризують знос зубів під дією сил тертя, викликане переміщенням одногопрофіля зуба по іншому.
Ці коефіцієнти визначаються за формулами:
/>, />.
деl = АВ = 75,41 мм – довжина теоретичноїлінії зачеплення;
u =0,536– передаточне відношення;
x – відстань, що відраховується від точки А в напрямкуточки В, з інтервалом
13,63мм,
По даних формулах визначаємо значення коефіцієнтів l1, l2 ірезультати
Обчислень заносимо до таблиці.
Всі інші значення λ1 і λ2, наведені в таблиці 1.
Значення коефіцієнтів відносного ковзання
x 65,49 79,13 92,76 АР 106,4 120,03 133,67 150,83
l1 -¥ -1,427 -0,688 -0,166 0,222 0,521 0,76 1
l2 1 0,588 0,4 0,144 -0,283 -1,11 -3,17 -¥
/> 1/мм.
По результатах обчислень в довільному масштабі впрямокутній системі координат будуємо графіки коефіцієнтів питомого ковзання l1 і l2. Післяпобудови графіків заштриховуємо внутрішню їх область.
Коефіцієнт питомого тиску
Цейкоефіцієнт знаходиться при розрахункові зубців коліс наконтактну міцність і визначається за формулою:
/>,
деm — модуль зачеплення, />.
Значення коефіцієнтів питомого тискух, мм 30,17 60,33 75,415 90,5 120,66 150,83
¥ 0,29 0,193 0,1856 0,193 0,29
¥
/>1/мм
Глава 5. Синтез кулачкового механізму
/>
Виконуємосинтез механізму, кінематичний і динамічний аналіз кулачкового механізму зштанговим плоским штовхачем за вихідними даними:
-кут відхилення
-кут дальнього вистою
-кут наближення
-кут тиску
— хід штовхача
-закон руху:
/>
1. Побудова графіка кутового переміщенняштовхача
Починаємопобудову з графіка аналога прискорень. Далі за методикою інтегруємо графіканалога прискорень і отримуємо криву яка представляє собою графік аналогушвидкостей штовхача. Інтегруючи цей графік, отримаємо криву, яка представляєсобою графік кутувого переміщення штовхача.
Визначаємомасштабні коефіцієнти побудови графіків:
Масштабнийкоефіцієнт осі абсцис діаграм:
/>
Де/> — фазовікути кулачка;
(0-250)– відрізок відповідний суммі цих кутів.
Масштабнийкоефіцієнт діаграми переміщення:
/>
Де/>максимальнезначення переміщення;
/>довжина відповідногодо/>відрізка на діаграмі у мм.
Масштабнийкоефіцієнт діаграми швидкостей:
/>
Де/>довжинавідповідного відрізка(від полюса до початку координат)
надіаграмі у мм.
Масштабнийкоефіцієнт діаграми прискорень:
/>
Де/>довжинавідповідного відрізка(від полюса до початку координат) на діаграмі у мм.
Визначаємомінімальний радіс кулачка з плоским штовхачем
Визначенняпроводимо у такій послідовності:
1) будуємо графік залежності переміщення штовхача S якфункції прискорення />.Для цього ровести взаємно перпендикулярніосі.Вісь ординат позначити через S, вісь абсцис — через />.
2) на осі S від початкукоординат відкласти відрізки 0-1/>,0-2/>,0-3/>,…, яківідповідають переміщенню штовхача
3) від точок 1/>,2/>,3/>,… перпендикулярно доосі S відкласти відрізки рівні прискоренню штовхача. Кінці відрізків з’єднатиплавною кривою;
4) до від’ємної частиниодержаного графіка провести дотичну під кутом 45/>до перетину з віссю ординат.Одержимо точку О';
5) вибравши мінімальну величинурадіуса кривизни кулачка ρmin рівною 10-15 мм, відкласти її вниз від точкиО'. Одержимо точку О1.Тоді О1О'- мінімальний радіус кулачка Rmin
2. Порядок побудови кулачкового механізму зплоским штовхачем
1. Вибираємо масштаб побудови М=0,000215 (м/мм) ;
2. З довільної точки О, як з центру, радіусом /> описуємо коло;
3. Через центр О проводимо вертикальну вісь рухуштовхача.Вона перетне коло в точці, яка відповідає початку віддалення штовхача;
4. Відповідно до графіка/>, виконуємо розмітку положеньштовхача(точки 0,1,2,3,…,n)
5. Від прямої О-0 в сторону, протилежну обертаннюкулачка, відкладаємо фазові кути і точки поділу, які відповідають графіку />.Точки позначаємо/> і т.д.
6. Проводимо промені, що з’єднають центр кулачка О зточками /> іт.д. Промені зображають положення осі штовхача у зворотньому русі.
7. З центру кулачка О радіусом 0-1,0-2,0-3 і т.д. проводимодуги до перетину з відповідними променями.Точки перетину />відображають положенняточки А у зворотньому русі;
8. Проводимо через точки /> і т.д. перпендикуляри довідповідних променів;
9. Вписуємо в одержаний багатокутник обвідну криву, якаі буде шуканим профілем кулачка.
Література
1.Артоболевський И.И. Теория механизмов имашин. – М: Наука,
1988. – 640 с.
2.Теория механизмов и машин / Фролов К.В.,Попов С.В.
Мусатов А.К. и др.; Под ред. К.В.Фролова.–М.:Высш. шк., 1987.–496с.
3.Заблонский К.И., Белоконев И.М., Щекин Б.М.
Теория механизмов и машин.–К.: Вища школа,1989.–370с.
4.Курсовое проектирование по теории механизмови машин
/ Кореняко А.С., Кременштейн Л.И., ПетровскийС.Д. и др.; Под ред. А.С. Кореняко.–К: Вища школа, 1970.–330с.
5. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовоепроектирование по теории механизмов и машин.–М.: Высш. шк., 1998.–351с.
6. Курсове проектування з теорії механізмів імашин: навчальний посібник / Є.І.Крижанівський, Б.Д.Малько, В.М.Сенчішак таін.–Івано-Франківськ: 1996.–357с.
7. Теорія механізмів і машин. Механічніпередачі: Навч. Посібник І.І.Вишенський.–К.: НМКВО, 1992.–356с.
8. Мохнатюк А.І. Синтез кулачкових механізмівна ЕОМ: Навч. посібник.–К.: НМКВО, 1992.–188с.
9. Синтез планетарних передач на ЕОМ.Навчальний посібник до курсового проектування з дисципліни “Теорія механізмів імашин “ / А.І. Мохнатюк.–Вінниця: ВДТУ, 1997.–73с.
10. Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин.Підручник.–К.: Наукова думка, 2002.–660с.
11. Вірник М.М. Курсове проектування з теоріїмеханізмів і машин.–Вінниця: ВДТУ, 2002.–230с