Синтез и анализ машинного агрегата

Задание
На курсовойпроект по теории механизмов и машин
студента АносовВ. М. группы ТВ –317
 
          1. Тема курсового проекта– «Синтез и анализ машинного агрегата   (насос двойного действия)».
          2. Исходные данные кпроекту:
рычажный механизм – задание 2, вариант1, положение механизма 2;
кулачковый механизм – вариант 14;
зубчатый механизм – вариант 8.
3. Содержание пояснительной записки (перечень вопросов, подлежащихразработке):
          синтез и анализ рычажного механизма;
          синтез кулачкового механизма;
          синтез и анализ зубчатых механизмов.
4. Перечень графического материала:
          рычажный механизм    (лист1);
          кулачковый механизм   (лист2);
          зубчатый механизм     (лист3).
5. Руководитель проекта (подпись)_______________
6. Дата выдачи задания на проект «__»_____________2006г.
7. Подпись студента ____________________
Содержание
Введение… 4
1.Анализ рычажного механизма… 7
1.1 Исходныеданные… 7
1.2 Построениепланов положений… 7
1.3 Структурныйанализ… 8
1.4 Расчётмеханизма на ЭВМ… 9
1.5 Кинематическийанализ методом планов… 10
1.5.1 Построение плана скоростей… 10
1.5.2 Построение плана ускорений… 13
1.6 Силовой расчёт… 16
1.6.1 Определение инерционных факторов… 16
1.6.2 Силовой расчёт группы Ассура II2(4,5)… 17
1.6.3 Силовой расчёт группы Ассура II1(2,3)… 18
1.6.4 Силовой расчёт механизма I класса… 20
1.7 Сравнениерезультатов графоаналитического… 20
и «машинного»расчётов… 20
2. Синтез и анализ кулачкового механизма… 23
2.1 Построениедиаграмм движения толкателя… 23
2.2 Определениеосновных размеров механизма… 24
2.3 Построениепрофиля кулачка… 25
3. СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ… 27
3.1 Расчетгеометрических параметров механизма… 27
3.2 Построениеокружностей и линий зацепления… 28
4.3 Построениепрофилей зубьев… 29
4.4 Построениезацепления… 30
Введение
Теория механизмов машин является основойпроектирования работоспособных технических объектов. Основные задачи ТММ– анализ механизмов с заданными параметрами и проектирование механизмов, удовлетворяющихзаданным требованиям. Результаты решения задач ТММ являются исходнымиданными для более детального проектирования объектов методами деталей машин,сопротивления материалов и специальных дисциплин.
Объектом данного курсового проекта являетсямашинный агрегат, структурная схема которого приведена на рис. 1
/>
/>
Рис. 1.1 Структурная схемамашинного агрегата
Вращение от двигателя Д через муфтуМ1 передается на ведущий вал передаточного механизма ПМ1 (планетарнойпередачи), который меняет частоту вращения Д nДдо заданной частоты вращения кривошипа nкррабочей машины РМ. Ведомый вал ПМ1 соединяетсяс валом кривошипа РМ муфтой М2. Вращение от Д на вал кулачкакулачкового механизма КМ передается передаточным механизмом ПМ2, состоящимиз зубчатых колес z1 и z2 и преобразующим nд в заданную частоту вращения кулачка nк. РМ выполнена на базе плоскогорычажного механизма; плоский КМ состоит из вращающегося кулачка и толкателя.
РМ выполняет заданную технологическую операцию, КМвыполняет вспомогательные функции. Маховик М устанавливается на валу кривошипаРМ и служит для снижения коэффициента неравномерности вращения δпри установившемся движении до заданной величины.
Задача курсового проекта состоит в определениипараметров, кинематических и силовых характеристик механизмов машинного агрегата,а также в определении его некоторых силовых характеристик.
 
«Насосдвойного действия»
Проектируемый машинный агрегат работаетследующим образом:
/>
Рис. 1.2 Структурная схема насоса двойногодействия
 
Насос предназначен для перекачивания жидкостипод воздействием прямого и обратного ходов поршня 5, который приводится вдвижение шестизвенным кривошипно-коромысловым механизмом, состоящим из кривошипа1, шатунов 2 и 4 и коромысла 3. Привод кривошипа 1включает в себя электродвигатель и планетарный редуктор. Система смазки насосаснабжена плунжерным насосом, на основе кулачкового механизма, имеющего приводот электродвигателя через пару зубчатых колес (см. рис. 1.1).
При движении поршня справа налево (см.рис. 1.2) в левой части полости цилиндра происходит увеличение давления и при Qmaxжидкость через нижний клапаннагнетается в сеть. В правой части полости одновременно идет процесс всасываниячерез верхний клапан при давлении 0,1Qmaxниже атмосферного. При обратномдвижении поршня в левой части полости цилиндра открывается верхний клапан и происходитвсасывание 0,1Qmaxниже атмосферного, а в правой – открывается нижний клапани происходит нагнетание в сеть. Сила сопротивления, действующая на поршеньнасоса, будет равна сумме сил (0,1Qmax+ Qmax), действующих в обеих частях полостицилиндра и всегда направлена против скорости движения поршня.
1.Анализ рычажного механизма1.1 Исходные данные
Структурная схема механизма приведенана рис.2, где механизм изображён в заданном положении. Геометрические размеры идругие заданные постоянные параметры приведены в табл.1.1. Согласно рекомендациямв заданиях вес звена 5 принять G5H.
/> 
Рис.2. Структурная схема рычажного механизма
 
Таблица 1.1
Заданные параметры механизма
LO1A,
м
LAB,
м
LO3B,
м
LCD,
м
LO3C,
м
XO3,
м
YO3,
м
YO5,
м
n1,
об./мин
Qmax,
H δ 0,10 0,73 0,40 0,25 0,50 0,63 0,50 280 2400 0,15 1.2 Построение планов положений
 
Для построения планов положений механизмапринимается масштаб:
/>
Заданные размеры механизма Li в принятом масштабе КS изображаются чертёжными размерами 1i определяемыми по выражению:
/>                         (1.1)
Чертёжные размеры механизма, определеныпо (1.1), приведены в табл.1.2.
Таблица 1.2
Чертёжные размерызвеньев механизма
О1А АВ
О3В
О3С CD
X03
Y03
Y05 20 146 80 100 50 126 100
Используя найденные чертёжные размеры,на листе 1 проекта построены крайние и заданное положение механизма.1.3 Структурный анализ
 
Структурная схема механизма приведенана рис.2, где подвижные звенья обозначены арабскими цифрами (1 –кривошип, 2 и 4 – шатуны, 3 – коромысло, 5 –ползун). Кинематические пары V классатакже обозначены арабскими цифрами, обведенными кружками.
Поскольку механизм плоский, то его степеньподвижности определяется по формуле П. Л. Чебышева:
W = 3n – 2PV – PIV,                   (1.2.)
где: n= 5 – число подвижных звеньев, PV= 7 – количество кинематических пар V класса, PIV= 0 – количество кинематических пар IV класса.
Таким образом, степень подвижности рассматриваемогомеханизма:
W = 3 · 5­ – 2 · 7 – 0 = 1.
Механизму необходимо одно начальное звенодля полной определённости его движения. В качестве начального принято звено 1,закон его движения  – вращение с частотой n1 = const.
/>Структурно в состав механизма входят:
Рис.3. Структурныеэлементы механизма
а) группа Ассура 2 – го класса, 2 – го вида (рис.3, а);
б) группа Ассура 2 – го класса, 1 – го вида (рис.3, б);
в) механизм 1 – го класса (рис.3, в).
Таким образом, формула строения механизмаимеет вид:
I(1)→II1(2,3)→II2(4,5).
Поскольку наивысший класс груп Ассура,входящих в состав механизма  – второй, то и механизм в целом относится ко второмуклассу.1.4 Расчёт механизма на ЭВМ
Для расчёта механизма на ЭВМ подготовленатаблица исходных данных (табл.1.3.).
По результатам расчётов на ЭВМ полученараспечатка (см. следующую 
страницу), расшифровка обозначений которойи сравнение с результатами «ручного счёта» приведено ниже (п.1.8.). Строка «Положениецентров масс» таблицы «Параметры звеньев» распечатки необходимы для дальнейших расчётови построений: – расшифровывается следующим образом (точки Si – центры масс звеньев):
LS1= LO1S1 = 0; LS2 = LAS2 = 0,243 м; LS3 = LO3S3 = 0 м; LS4 = LCS4 = 0,083 м.
Чертёжные размеры, определяющие положенияценры масс:
AS2= 48,6 мм; CS4= 16,6 мм.
Таблица 1.3
Исходные данныедля расчёта механизма на ЭВМОбозначения в программе Обозначения в механизме Численные значения (ввод) NG1
II1(2,3) 1 NG2
II2(4,5) 2 PS1
Параметр сборки II1(2,3) 1 PS2
Параметр сборки II2(4,5) – 1 L1
LO1A 0,10 L2
LAB 0,73 L3
LO3B 0,40 L4
LCD 0,25 L03
LO3C 0,50 X03 X 0,63 Y03
– Y1 X05 Y05
– Y2 – 0,50 D1N 217 D03
ÐBO3C 180 D5 N1
– n1 – 380 G5 60 Q1…Q12
1,1Qmax 2640 1.5 Кинематический анализ методом планов
 
Поскольку одним из свойств групп Ассураявляется их кинематическая определимость, то кинематический анализ проводится последовательнопо группам Ассура, причём порядок их рассмотрения совпадает с направлением стрелокв формуле строения (1.3.).1.5.1 Построение плана скоростей
Механизм Iкласса (звено 1): – Угловая скорость кривошипа:
/>.
Вектор скорости точки А перпендикулярензвену 1 и направлен в соответствии с направлением ω1. Модуль скорости
VA= ω1· LO1A= 39,8 ∙ 0,1= 3,98 м/c.
На плане скоростей этот вектор изображаетсяотрезком ра = 99,5 мм.
Тогда масштаб плана скоростей
/>
Группа АссураII1(2,3).
Внешними точками группы являются точкиА и О3, внутренней – точка В. Составляется системавекторных уравнений, связывающих скорость внутренней точки со скоростями внешнихточек:
/>
По этой системе строится планскоростей и определяются модули скоростей:
VB = (pb) · kV = 45 · 0,04 = 1,80 м/c;
VBA = (ab) ∙ kV = 102 ∙ 0,04 = 4,08 м/c.
Скорости точек S2 и С находятся с помощью теоремыподобия. Составляется пропорция, связывающая чертёжные размеры звена 2 (АВ, АS2) с отрезками плана скоростей:
/>
откуда определяется длина неизвестногоотрезка.
Этот отрезок откладывается на отрезкеab плана скоростей. Точка S2 является концом вектора />, начало всех векторов в полюсер. Поэтому отрезок ps2 = 70,5 мм (определено замером) изображает вектор/>.
Модуль вектора
VS2= (ps2) ∙ kV = 70,5 ∙ 0,04 = 2,82 м/c.
Скорость точки С определяется аналогичнопо принадлежности звену 3.
Определяются величины угловых скоростейзвеньев 2 и 3:
/>    />
Для определения направления ω2отрезок ab плана скоростей устанавливается в точкуВ, а точка А закрепляется неподвижно; тогда становится очевидным,что ω2 направлена по часовой стрелке. Для определения направленияω3 отрезок pb планаскоростей устанавливается в точку В, а точка О3 закрепляетсянеподвижно; тогда становится очевидным, что ω3 также направленапо часовой стрелке.
Группа Ассура II2(4,5).
Внешними точками группы являются точкиС и D(точка Dпринадлежит стойке), внутренней –точка D, принадлежащая звеньям 4 и 5(в дальнейшем обозначается без индексов).
/>
Рис.4. Определениенаправлений угловых скоростей
По принадлежности точки D звену 5 вектор её скорости известенпо направлению:  /> Поэтому для построенияплана скоростей для данной группы Ассура достаточно одного векторного уравнения:
/>
В результате построения плана скоростейопределяются:
VD = (pd) ∙ kV = 55 ∙ 0,04 = 2,20 м/c;
VDC = (cd) kV =16,5 ∙ 0,04 = 0,66 м/c.
Скорость точки S4 определяется по принадлежности звену4 аналогично определению скорости точки S2 по теореме подобия…
Звено 5 совершает поступательноедвижение, поэтому скорости всех точек звена одинаковы и равны скорости точки D.
Величина угловой скорости звена 4определяется аналогично предыдущему:
/>
Для определения направления ω4отрезок cd плана скоростей устанавливается в точкуD, а точка С закрепляется неподвижно;тогда становится очевидным, что ω4 направлена по часовойстрелке.1.5.2 Построение плана ускорений
Механизм Iкласса (звено 1).
Точка А кривошипа 1 совершаетвращательное движение вокруг О1, поэтому её ускорение есть сумманормального и тангенциального ускорения:
/>
Поскольку принято n1= const (следовательно ε1 = 0), то
/>
Модуль ускорения
/>
На плане скоростей этот вектор изображаетсяотрезком πа = 158 мм,
направленным от А к О1.Тогда масштаб плана ускорений
/>
Группа Ассура II1(2,3).
Внешними точками группы являются точкиА и О3, внутренней – точка В. Составляется системавекторных уравнений, связывающих ускорение внутренней точки с ускорениями внешнихточек:
/>
В этой системе модули нормальных ускорений
/>
На плане ускорений векторы /> и /> изображаются отрезками
an`= />     />
В результате построения плана ускоренийопределяются модули ускорений:
AB = (πb) ∙ ka = 127 ∙ 1 = 127 м/c/>;
/> ∙ka = 26 ∙ 1 = 26 м/c/>;
/>= (n``b) ∙ ka = 126,5 ∙ 1 = 126,5 м/c/>.
Ускорение точек S2 и С находятся с помощью теоремыподобия.
Составляется пропорция, связывающая чертёжныеразмеры звена 2 (АВ, АС2) с отрезками плана ускорений:
/>
откуда определяется длинна неизвестногоотрезка.
Этот отрезок откладывается на отрезкеab плана ускорений. Соединением полюса πс точкой s2 получается отрезок πs2= 147,5 мм (определено замером).
Модуль ускорения точки s2
aS2 = (πs2) ∙ ka = 147,5 ∙ 1 = 147,5 мм/c/>.
Ускорение точки С определяютсяаналогично по принадлежности звену 3.
Определяются величины угловых ускоренийзвеньев 2 и 3:
/>    />.
Для определения направления ε2отрезок n`b плана ускорений устанавливается в точку В, а точка Азакрепляется неподвижно; тогда становится очевидным, что ε2направлена против часовой стрелки. Для определения направления ε3отрезок n``b плана ускорений устанавливается в точкуВ, а точка О3 закрепляется неподвижно; тогда становитсяочевидным, что ε3 направлена по часовой стрелке.
/>
Рис. 5. Определениенаправлений угловых ускорений
 
Группа Ассура II2(4,5).
Внешними точками группы являются точкиС и D(точка Dпринадлежит стойке), внутренней –точка D, принадлежащая звеньям 4 и 5(в дальнейшем обозначается без индексов).
По принадлежности точки Dзвену 5 вектор её ускорения известенпо направлению: />D // x-x. Поэтому для построения плана ускорений для данной группыАссура достаточно одного векторного уравнения:
/>.
В этом уравнении модуль нормального ускорения
/>
На плане ускорений вектор /> изображается отрезком
/>
В результате построения плана ускоренийопределяются модули ускорений:
aD= (πd) · ka = 156 · 1 = 156 м/c/>
/>= (n```d) · ka = 36 · 1 =36 м/c/>.
Ускорение точки S4 определяется по принадлежности звену4 аналогично определению ускорению точки S2 по теореме подобия…
Величина углового ускорения звена 4определяется аналогично предыдущему:
/>.
Для определения направления ε4отрезок n```d плана ускорений устанавливается в точкуD, а точка С закрепляется неподвижно;тогда становится очевидным, что ε4 направлена по часовойстрелке.1.6 Силовой расчёт1.6.1 Определение инерционных факторов
Инерционные силовые факторы – силы инерциизвеньев Риiи моменты сил инерции Миi определяются по выражениям:
/>
Расчёт инерционных силовых факторов сведёнв таблице 1.4.
Таблица 1.4
Определение инерционныхсиловых факторов механизмаЗвено(i) 1 2 3 4 5
Gi, H 100 146 180 50 60
Isi, кгм/> 0,051 1,388 2,601 0,056
asi, м/c/> 147,5 157 156
εi, 1/c/> 35,62 316,25 144
Pиi, Hм 2195,2 800,2 954,1
Миi, Нм 49,44 822,57 8,06
Силовой расчёт проводится в последовательности,противоположной направлению стрелок в формуле строения (1.3).1.6.2 Силовой расчёт группы Ассура II2(4,5)
На листе 1 проекта построена схеманагружения группы в масштабе
КS = 0,0025/>.Силовой расчёт состоит из четырёх этапов.
1. Составляется сумма моментов сил, действующих на звено4, относительно шарнира D:
/>,
где hG4 = 66,5 мм, hИ4 = 4,5 мм – чертёжные плечи сил G4 и РИ4, определяемыезамером на схеме нагружения группы. Из уравнения имеем:
/>
Так как />>0, то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
2. Составляется векторная сумма сил, действующих на группу:
/>
Для построения плана сил по этому уравнениюпринимается масштаб
kp = 10 Н/мм. Определяются длины отрезков(табл. 1.5.)

Таблица 1.5
Длины отрезков,изображающих известные силыСила Q
G5
PИ5
G4
PИ4
/> Модуль, Н 2640 60 954,1 50 800,2 35 Отрезок fg ef de cd bc ab Длинна, мм 264 6 95,4 5 5 3,5
В ре5зультате построения плана сил находятсядлины отрезков (замером) gh= 39,5 мм, hb = 440,5 мм и определяются модули реакции
RO5= (gh) · KP = 39,5 · 10 = 395H;  R34 = (hb) · KP= 440,5 · 10 = 4405H.
3. Составляется векторная сумма сил, действующих на звено5:
/>
По этому уравнению достраивается плансил группы и определяется отрезок hd = 361 мм, тогда модуль неизвестной реакции
R45 = (hd) · KP = 361 · 10 = 3610H.
4. Для определения точки приложения реакции R05 в общем случае следует составить суммумоментов сил, действующих на звено 5, относительно шарнира D. Однако в рассматриваемом механизме вэтом нет необходимости: силы, действующие на звено 5, образуют сходящуюсясистему, поэтому линия действия реакции R05 проходит через шарнир D.1.6.3 Силовой расчёт группы Ассура II1(2,3)
На листе 1 проекта построенна схеманагружения группы в масштабе
КS = 0,005 м/мм. Силовой расчёт состоитиз четырёх этапов:
1. Составляется сумма моментов сил, действующих на звено2, относительно шарнира В:
/>
где hG2 = 82мм, hИ2 = 39,5мм – чертёжные плечи сил G2 и Р2, определяемыезамером на схеме нагружения группы. Из уравнения имеем:
/>
Т.к.  />>0, то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
2. Состовляется сумма моментов сил, действующих на звено3, относительно шарнира В:
/>
где hG3 = 23мм, h43 = 176,5мм – чертёжные плечи сил G3 и R43, определяемые замером на схеме нагружениягруппы.  Из уравнения имеем:
/>Т.к.  />>0,  то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
3. Состовляется векторная сумма сил, действующихна группу:
/>
Для построения плана сил по этому уравнениюпринимается масштаб –
kP = 50 H/мм. Определяются длины отрезков (табл.1.6).
Таблица1.6
Длины отрезков,изображающих известные силыСила
/>
G2
PИ2
R43
G3
/> Модуль, Н 579,6 146 2195,2 4405 180 11723,2 Отрезок kl lm mn no oq qr Длина, мм 11,6 2,9 43,9 88,1 3,6 234,5
В результате построения плана сил находятсядлины отрезков (замером) sl= 198,5мм, qs = 236мм и определяются модули реакций
/> />
4. Составляется векторная сумма сил, действующих на звено3:
/>
По этому уравнению достраивается плансил группы и определяется
отрезок sn = 156,5мм, тогда модуль неизвестной реакции
R23 =(sn) KP =156,5 50 = 782H.
 1.6.4 Силовой расчёт механизма I класса
На листе 1 проекта построенна схеманагружения группы в масштабе
KS = 0,001/>. Силовой расчёт состоит из из двух этапов.
1. Составляется суммамоментов сил, действующих на звено, относительно шарнира О1:
/>
Из уравнения имеем:  
/>
1. Составляется векторнаясумма сил, действующих на звено 1:
/>
По этому уравнению на листе 1 проектастроится сил в масштабе
kP = 50 H/мм. и определяется отрезок νt = 199,5 мм. тогда модуль неизвестнойреакции:
R01 = (vt) · KP = 199,5 · 50 = 9975H.
На этом силовой расчёт механизма завершён.1.7 Сравнение результатов графоаналитическогои «машинного» расчётов
В распечатке результатов расчёта на ЭВМ(в дальнейшем называемого «машинный») приняты обозначения, которым соответствуютпараметры механизма, приведённые таблице 1.7.

Таблица 1.7.
Соответствие обозначенийраспечатки и обозначений механизмаV1 V2 V3 V5 VS2 VS3 VS4 BI O2 O3 O4
VA,
м/c
VB,
м/c
VC,
м/c
VD,
м/c
VC2,
м/c
VC3,
м/c
VC4,
м/c
Βi, °
ω2,
1/c
ω3,
1/c
ω4,
1/c A1 A2 A3 A5 AS2 AS3 AS4 G1 E2 E3 E4
aA,
м/c²
aB,
м/c²
aC,
м/c²
aD,
м/c²
aS2,
м/c²
aS3,
м/c²
aS4,
м/c²
γi, °
ε2,
1/c²
ε3,
1/c²
ε4,
1/c² R01 R12 R23 R03 R34 R45 R05 FIJ
MУР
R01, H
R12, H
R23, H
R03,
R34, H
R45, H
R05, H
Φij, °
МУР, НМ /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
В таблице 1.7:
βi– угол между вектором скорости /> и осью х;
γi – угол между вектором ускорения /> и осью х;
φij – угол между вектором реакции /> и осью х.
Сравнение результатов графоаналитическогои «машинного» расчётов
приведено в таблице 1.8, где приняты следующиеобозначения:
П – обозначение параметра;
Пга – величина параметра по результатам графоаналитическогорасчета;
Пм – величина параметра по результатам «машинного»расчёта;
Δ – относительные расхождения результатов,определяемое по выражению
/>
Таблица 1.8.
Сравнение результатовграфоаналитического и «машинного» расчётовЗАДАЧА СКОРОСТЕЙ П, м/с
VA
VB
VC
VD
VS2
VS3
VS4
Пга 3,98 1,80 2,25 2,20 2,82 2,22
Пм 3,98 1,80 2,25 2,21 2,82 2,22 Δ, % 0,00 0,00 0,00 0,45 0,00 0,00 0,00 П, °
βA
βB
βC
βD
βS2
βS3
βS4
Пга 97 17 – 163 180 85 – 165,5
Пм 97 17 – 163 180 85 – 165,5 Δ, % 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 П, 1/с
ω2
ω3
ω4
 
Пга – 5,59 – 4,50 – 2,64
 
Пм – 5,59 – 4,51 – 2,61
  Δ, % 0,00 0,22 1,15
  ЗАДАЧА УСКОРЕНИЙ П, м/с²
aA
aB
aC
aD
aS2
aS3
aS4
Пга 158 127 158,75 156 147,5 157
Пм 158,35 127,16 158,95 156,18 147,78 157,12 Δ, % 0,22 0,13 0,13 0,12 0,19 0,00 0,08 П, °
γA
γB
γC
γD
γS2
γS3
γS4
Пга 7 13 – 167 180 9 – 171
Пм 7 13 – 167 180 9 – 171 Δ, % 3,21 П, 1/с²
ε2
ε3
ε4
 
Пга 35,62 – 316,25 – 144
 
Пм 35,88 – 317,26 – 143,92
  Δ, % 0,72 0,32 0,06
  СИЛОВОЙ РАСЧЁТ П, Н
R01
R12
R23
R03
R34
R45
R05
MУР, Нм
Пга 9975 9925 7825 11800 4405 3610 395 –377,15
Пм 9961,1 9911,6 7809,3 11789 4405,7 3611 396,62 –378,44 Δ, % 0,14 0,14 0,20 0,09 0,02 0,03 0,41 0,34 П, °
φ01
φ12
φ23
φ03
φ34
φ45
φ05
Пга 30 29,5 34 – 157 – 174,5 – 174,5 90
Пм 30 29,5 34 – 157 – 174,5 – 174,5 90 Δ, % 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 ПРИВЕДЁННЫЕ ФАКТОРЫ Положение 2 Расчёт ЭВМ Погрешность Δ, %
/>  – 156,6 – 156,6 0,00
IПР 0,22 0,22 0,00 /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
2. Синтез и анализ кулачкового механизма2.1 Построение диаграмм движения толкателя
 
1. Строится заданная диаграмма ускорений толкателя. Максимальнаяордината ускорений на участке удаления Ya.y.max = 50 мм, выбирается произвольно, максимальнаяордината ускорений на участке возвращения Ya.в.max определяется по формуле:
/>
2. Графическим интегрированием диаграммы ускорений строитсядиаграмма скоростей толкателя. Угол φР разбиваетсяна участки по 10°.
3. Графическим интегрированием диаграммы скоростей строитсядиаграмма перемещений толкателя.
4. Масштаб углов поворота кулачка:
/>
Где φР = 190,  В = 190 мм.
5. Определяются масштабы:
Масштаб времени:
/>
Масштаб углов поворота толкателя в градусах:
/>.
Масштаб углов поворота толкателя врадианах:
π 0.6 3.14159 рад
Кγрад = Кγград ——— = ————— = 0.0105 ——
180 180 мм
Масштаб угловых скоростей толкателя:
Кγрад 0.0105 рад
Кω = ——— = ————— = 2.5——
Кτ ·HV 0.00014·30 мм
Масштаб угловых ускорений толкателя:
Кω 2.5 рад/с2
Кε = ——— = ————— =892.86  ——
Кτ ·Ha   0.00014·20мм
Определим масштабы перемещений скоростей и тангенциальныхускорений центра ролика:
KS= Кγрад·LBC= 0.0105·0.13 =0.001 рад.
KS= Кω·LBC= 2.5·0.13 =0.325 рад/с
KS= Кε·LBC= 892.86·0.13=1160718 рад/с22.2 Определение основных размеров механизма
1. Определим величину угловой скорости кулачка ωk:
π nk    3.14 · 1200
ωk= ——— =  ———— =125,7 рад/с
                                           30         30
2. В масштабе Ks’ строим толкательв положении ближнего стояния.
LBC    0.13
CBo= —— = —— = 130 мм
Ks’    0.001
3. Строим дугу От с радиусом BC и центром в точке С
4. На дуге От откладываем хорды:
КS
BoBi= ysi ——— .  мм
КS’
где КS’=0.001, КS=0.001
Используя эту формулу получим:
BoB1=4мм    BoB2=13 мм  BoB3=24 мм  BoB4=36 мм BoB5=46 мм
BoB6 = BoB7 = BoB8 = BoB 9= 50 мм   BoB10 =48 мм  BoB11=45 мм
BoB12=39 мм  BoB13=33 мм  BoB14=26 мм   BoB15=19 мм
BoB16=13 мм  BoB17=8 мм  BoB18=3 мм  BoB19=0мм
5.Определим длины отрезков BiDiдля каждогоположения механизма по формуле:
1  Yvi·Kv
BoDi=— · ———  (мм)
Ks   ωk
Используя эту формулу получим следующие результаты:
B1D1=54мм  B2D2=86мм   B3D3=98мм   B4D4=86мм   B5D5=54мм
B6D6= B7D7= B8D8= B9D9= 0мм          B10D10=18мм  B11D11=32мм
B12D12=46мм     B13D13=50мм        B14D14=53мм    B15D15=50мм
B16D16=46мм     B17D17=32мм        B18D18=18мм    B19D19=0мм
5. Измерением получим длины отрезков OrBoи OrC:
OrBo=108мм  OrC=201мм
Отсюда:
r0= (OrBo)·Ks’=108мм·0.001м/мм = 108мм – Минимальный радиус кулачка.
Lос= (OrC)·Ks’=201мм·0.001м/мм = 201мм- Межцентровое расстояние.2.3 Построение профиля кулачка
1. Из центра в точке О проводятся две окружности радиусами r0=108мм, и ОС=201мм. На окружности ОС выбирается точка С0, соответствующая положению 0 на диаграмме перемещений.
2. В сторону “-ω” откладывается угол С0ОС19 которыйделится на 19 равных частей. Получаем точки С1, С2…С19– мгновенные положения центра качения толкателя в обращенном движении.
3. Из центров в точках С0…С19 проводятсядуги 0…19 радиусом BC и отмечаются точки их пересечения с окружностью радиусом r0 – точки B0…B19… Точки Biи Ciсоединяются прямыми, являющимися исходными положениямитолкателя в обращенном движении.
4. Строятся действительные положения толкателя в обращенном движении.Для этого в каждом положении откладываются углы BiCiBi’= γi, где γi= γSi·ki- углы поворота толкателя, определяемые по диаграмме перемещений.
5. Точки B0’…B19’ соединяютсякривой являющейся теоретическим профилем кулачка на рабочем участке. На участкеближнего стояния теоретический профиль очерчивается по дуге окружности радиусомri.
6. Отмечаются профильные углы:   
Ψy= B00B6 Ψдс= B60B9  Ψy= B90B19
7. Определяется радиус ролика и строится действительныйпрофиль кулачка.
rр=0.2r0=0.2·108 мм=21.6мм
3. СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ3.1 Расчет геометрических параметров механизма
Зубчатый механизм, связывающий двигатель с кулачковыммеханизмом, состоит из нулевых колес.
При их расчете принимаются m = 20 мм; ha* = 1, c* = 0,25  икоэффициенты смещения инструмента х1 = х2 = 0.
1.Определим передаточное отношение и число зубьев колес.
nK=1200-частота вращения кулачка.
ngвыбираем изряда: 720,920,1420,1880.
ng=1420Об/мин
Определим передаточное отношение
nG     1420   71
I12= —— =  —— = —             I12>1
nK           1200   60
Определим число зубьев колес. Z1 выберем из ряда: 17, 18, 19, 20
Для Z1=17   Z2=Z1·I12=17 · (71/60)=20,117
Для Z1=18  Z2=Z1·I12=18 · (71/60)=21,3
Для Z1=19  Z2=Z1·I12=19 · (71/60)=22,483
Для Z1=20   Z2=Z1·I12=20 · (71/60)=23,667
Выбираем Z2 ближайшее кцелому числу. При этом имеем:
Z1 =17         Z2=20
Определения диаметров делительных окружностей
d1 = m · z1 = 20 · 17 = 340мм ;   d2 = m · z2 = 20 · 20 = 400 мм,
Основных окружностей
db1 = d1 · cosα= 340 · 0,94 =319,49 мм; db2 = d2 · cosα= 400 · 0,94 = 357,877 мм;
окружностей вершин зубьев
dа1 = d1 + 2 ha*· m = 340+2·1·20 = 380 мм; dа2 = d2 + 2 ha*· m = 400+2·1·20 = 440мм,
и окружностей впадин зубьев
df1 = d1 — 2 ( ha* + c* ) ·m = 340-2· (1+0,25)·20= 290 мм;
df2 = d2 — 2 ( ha* + c* ) · m = 400-2· (1+0,25)·20= 350 мм.
Делительное межосевое расстояние
( z1 + z2 )   20· (17 +20)
а= m· ————— =  ————— = 370, мм.
2          2
Делительный окружной шаг и основной окружной шаг
р = π · m = 3,14 · 20 = 62,8 мм;   рв = р · cosα = 62,8 · 0,94 =59,04 мм.
Делительная окружная толщина зуба и ширина впадины
π · m
S = e =  ——— = 31,42 мм.
23.2 Построение окружностей и линий зацепления
1. Откладываетсямежосевое расстояние а и отмечаются центры колес О1 и О2, проводиться межосевая линия.
2. Откладываются отрезкиО1А и О2А черезточкиА1 и А1 проводятсяосновные окружности.
db1
О1А =  ——— = 159,8 мм;
2
db2
О2А =  ——— = 187,9 мм.
2
3. Проводятсялинии зацепления, как общая внутренняя касательная к основным окружностям (N1 иN2 – точкикасания). Отмечается полюс зацепления Р, как точка пересечения линии зацепления с межосевой линиейО1, О2.
Проверка :
d1      340
О1Р =  ——— = ——— = 170 мм;
2       2
d2      400
О2Р =  ——— = ——— = 200 мм;
2      2
α = 20˚
При выполнении проверок через полюсР проводятся делительные окружности.
1. От точек О1 иО2 откладываются отрезки О1, В1 и О2, В2 равные
dа1      380
О1В1 =  ——— = ——— = 160 мм;
2      2
dа2       440
О2В2 =  ——— = ——— = 220 мм;
2       2
Через точки В1 иВ2 проводятся окружности вершин.
2.Откладываются отрезки В1,G2= C1B2= c, черезточкиС1 и С2 проводятсяокружности впадин.4.3 Построение профилей зубьев
1. На основной окружности (db) откладываетсяотрезок 0 – 1 = 1- 2 = 2 – 3 = ….=10 мм, концы отрезков соединяем с центромколеса О, для усиления радиуса через точки 1,2,3,…, 10 проводятся касательные косновной окружности, как перпендикуляры к соответствующим радиусам.
2. На этих касательных откладываются отрезки 1 — 1́ =1- 0; 2 — 2́ = 2( 1 -0) и т.д. i – i ́ = i( 1 – 0). Построения ведутся до тех пор, пока точка í не выйдет запределы окружности вершин. Точки 0́, 1́, 2́, 3́, …,10́ соединяются кривой. Полученная кривая является кривой боковойповерхности зуба. Отмечаются точки пересечения с основной окружностью МВ ис окружностью вершин точка МА.
3. На делительной окружности откладываются отрезок МN
S
МN =  ——— = 15,7 мм;
2
где S толщина зуба. Ось симметрии зуба проходит через точку N и центр колеса О. Отмечаются точкипересечения оси симметрии с окружностями вершин NА и с основной окружностью точка NВ от полученных точек на соответствующих окружностях по другуюсторону от оси симметрии откладываются отрезки:
а) окружности вершин М́АNА = МАNА;
б) делительная окружность М́N=МN;
в) основная окружность М́вNВ=МВNВ.
Тоски М́, М́В, М́А соединяютсякривой, являющейся левой боковой поверхностью зуба. 4.4 Построение зацепления
Рассматривается случай зацепления в полюса Р.
1. На делительной окружности первого колеса (d1) влево от полюса Р откладывается отрезок РN11
S
РN11 =  ——— = 15,7 мм;
2
проводится ось симметрии первого зуба колеса 1. Используяпостроения пункта 4.4 строится первый зуб колеса 1.
2. На делительной окружности второго колеса (d2) справа от полюса Р откладывается отрезок РN12
S
РN12 =  ——— = 15,7 мм;
2
через точку N12 и центр колеса О2 проводится ось симметрии первого зуба,второго колеса.
3. На делительной окружности d1 от полюса Р откладывается отрезок, равный 15,7 мм. Конецполученного отрезка точка М21 соединяется с центромколеса 1 прямой, являющейся осью симметрии второго зуба колеса один.
4. На окружности d2 от точки N12, вправо от нее,откладывается четыре раза отрезок равный 15,7мм. Конец последнего отрезка точкаМ22 соединяется с центром колеса прямой, являющейся осьюсимметрии колеса 2. Строится зуб.
5. На окружности d1 откладываетсявлево от точки N11 отрезок N11 N31 = N11 N21 (хорда, стягивающая окружной шаг Р). Ось симметриитретьего зуба первого колеса проходит через точки N31 и Щ1. Строитсязуб.
6. На делительной окружности d2 влево от точки N12 откладывается отрезок N12 N32 = N12 N23. Ось симметриитретьего зуба второго колеса проходит через точку N23 и центр колесаО2. Строится третий зуб.
Изображение трех зубьев полностьюраскрывает эвольвентное зацепление.
Аннотация
Аносов В. М. Синтез и анализмашинного агрегата (насос двойного действия):  Курсовой проект по теории механизмови машин. – Челябинск: ЮУрГУ, ТВ,  2006. – 28с., 8илл., библиография литературы–  2 наименований, 2 листа чержей Ф.А1 и 1лист чертежа Ф.А2
В проекте проведен структурный и кинематический анализ, а такжепроверка работоспособности спроектированного рычажного механизма, расчет маховикапо заданному коэффициенту неравномерности, определены основные размеры и построенпрофиль кулачка кулачкового механизма, проведен синтез эвольвентного зубчатого зацепленияс предварительным определением чисел зубьев колес, проведен синтез планетарной зубчатойпередачи с предварительным определением ее передаточного отношения, а также кинематическийанализ указанной передачи с целью проверки правильности синтеза.
Решение перечисленных задач позволило построить кинематическуюсхему машинного агрегата, как итог курсового проекта.