Проектирование механизмов технологической машины

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 25 Февраля 2014 в 16:57, курсовая работа

Краткое описание

Класс механизма определяется по наивысшему классу структурной группы, входящей в его состав. В данном случае все структурные группы, входящие в состав механизма, являются структурными группами 2-ого класса 2-ого порядка, так как каждая из них имеет в своём составе два звена и три кинематические пары. Таким образом, у нас механизм 2-ого класса 2-ого порядка.

Содержание

Структурный, кинематический и силовой
анализ рычажного механизма

Структурное исследование рычажного механизма.
Кинематический анализ рычажного механизма.
Построение планов положений механизма.
Построение планов скоростей.
Построение планов ускорений.
Силовой анализ рычажного механизма.

2. Расчет маховика.

2.1. Построение диаграммы приведенного момента сопротивления.
2.2. Построение диаграммы работ сил сопротивления и движущих сил.
2.3. Построение диаграммы избыточной энергии механизма.
2.4. Построение диаграммы приведенного момента инерции.
2.5. Построение диаграммы изменения кинетической энергии привода машины за цикл.
2.6. Определение размеров маховика.

3. Синтез кулачкового механизма.

3.1. Построение диаграмм аналогов ускорений, аналогов скоростей и перемещений.
3.2. Определение масштабных коэффициентов.
3.3. Определение начального радиуса кулачка.
3.4. Построение центрового профиля.
3.5. Определение радиуса ролика.
3.6. Построение конструктивного профиля кулачка.

4. Синтез и кинематический анализ зубчатого механизма.

4.1. Синтез планетарного механизма.
4.2. Кинематический анализ планетарного механизма методом планов.

Прикрепленные файлы: 6 файлов

Записка(3-4листы).docx

— 61.23 Кб (Скачать документ)

 

3. Синтез кулачкового механизма.

 

3.1 Построение  диаграмм аналогов угловых ускорений, аналогов угловых скоростей и  угловых перемещений.

 

Построим диаграмму аналогов угловых ускорений в произвольном масштабе с учётом фазовых углов:

 

φд.о.=90°

φв=60°

 

где  φд.о. – угол дальней остановки,

где φв – угол возвращения.

 

Рабочий ход равен 130°= φв+ φб.о., из этого следует, что

 

φб.о.= 130°- φв=130°-60°=70°

 

где  φб.о. – угол ближней остановки.

 

φу=360°- φд.о.- φв- φб.о.=360°-90°-60°-70°=140°

 

где  φу – угол удаления.

 

Для построения диаграммы аналогов угловых ускорений в одном и том же масштабе, примем величину ординаты диаграммы на фазе возвращения hв=100мм, а ординату на фазе удаления рассчитаем по формуле:

 

 

 

 

 

 

Далее используя метод графического интегрирования диаграммы угловых ускорений, строим график аналогов угловых скоростей. При интегрировании полюсное расстояние примем:

 

Нε=40 мм

 

Аналогично методом графического интегрирования строим диаграмму угловых перемещений, приняв полюсное расстояние:

 

Нω=20мм

3.2 Определение  масштабных коэффициентов диаграмм  аналогов угловых ускорений, аналогов  угловых скоростей и угловых  перемещений.

 

Так как диаграммы были построены в произвольном масштабе, то расчёт масштабных коэффициентов начнём с расчёта масштабного коэффициента диаграммы угловых перемещений, который вычисляется по формуле:

 

 

 

где – заданная величина наибольшего углового перемещения толкателя, =0,602 рад,

где – наибольшая ордината графика возможных перемещений, мм.

 

Масштабный коэффициент диаграммы аналогов угловых скоростей рассчитываем по формуле:

  

 

где – полюсное расстояние при интегрировании графика аналогов угловых скоростей, мм: =20

где – масштабный коэффициент угла поворота кулачка, рад/мм

 

 

 

 

 

 

Масштабный коэффициент диаграммы аналогов угловых ускорений рассчитываем по формуле:

 

 

 

где – полюсное расстояние при интегрировании графика аналогов угловых ускорений, мм: =40

 

 

 

 

 

3.3. Определение начального радиуса  кулачка.

 

Для определения минимального радиуса кулачка графическим методом необходимо построить годограф давления.

 

Из произвольной точки 02 (ось вращения качающегося толкателя) радиусом L1=L/μl (где L – длина толкателя, μl – масштабный коэффициент) проводится дуга. На этой дуге выбирается нулевая точка О (нижнее положение центра ролика толкателя). От нулевой точки в сторону удаления толкателя откладываются углы давления Ψ1 , Ψ2 , Ψ3 и т.д., соответствующие отрезкам 1-1, 2-2, 3-3 и т.д графика угловых перемещений.

 

 

 

Чтобы точно отложить углы Ψ1 , Ψ2 , Ψ3 и т.д. необходимо на отрезке О2-О от точки О2 отложить отрезок =120мм. Из точки D восстановить перпендикуляр к линии О2D, на котором откладываем отрезки

 

 

 

Полученные точки ki соединяем лучами с точкой О2. Точки пересечения лучей с дугой L1 дают точки 1, 2, 3 и т.д..

 

Данные для определения углов давления:

i-i

1-1

2-2

3-3

4-4

5-5

6-6

7-7

8-8

9-9

Ψ1,рад

0,0035

0,014

0,0315

0,0686

0,1225

0,1925

0,2835

0,3745

0,4466

Dki, мм

0,42

1,68

3,78

8,25

14,77

23,39

35

14,7

57,46


 

i-i

10-10

11-11

12-12

13-13

14-14

23-23

24-24

25-25

26-26

Ψ1,рад

0,5019

0,5404

0,5565

0,5705

0,574

0,574

0,553

0,4863

0,2835

Dki, мм

65,68

72

74,65

77

77,6

77,6

74,07

60,07

35


 

i-i

27-27

28-28

Ψ1,рад

0,112

0,021

Dki, мм

13,5

2,52


 

Ψmax=34°

 

На лучах О2-1, О2-2 и т.д. (фаза удаления) от точек 1, 2 и т.д. откладываем аналоги линейных скоростей центра ролика толкателя.

 

Vφ=ωφL

 

где  ωφ – аналог угловой скорости толкателя с графика

 

ωφ=

 

где  – ордината графика угловой скорости толкателя, мм.

 

Полученные в результате расчёта данные:

 

№положения

1

2

3

4

5

6

7

8

9

i-i, мм

1

3

8

12,5

17,5

20

21,5

20

17,5

ωφ, мм

0,02

0,06

0,16

0,25

0,35

0,4

0,43

0,4

0,35

V*, мм

2

6

16

25

35

40

43

40

35


 

№положения

10

11

12

13

14

23

24

25

26

i-i, мм

12,5

8

3

1

0

0

11

34

45

ωφ, мм

0,25

0,16

0,06

0,02

0

0

0,22

0,68

0,9

V*, мм

25

16

6

2

0

0

22

68

90


 

№положения

27

28

i-i, мм

34

11

ωφ, мм

0,68

0,22

V*, мм

68

22


 

Масштабный коэффициент аналога линейной скорости должен быть равным масштабному коэффициенту длины толкателя L: μl=0,001

 

Концы отрезков аналогов линейных скоростей центра ролика толкателя соединяют плавной кривой. Из точек кривой, расположенных от точки О2 за дугой L, проводят лучи ВА под минимальным углом передачи γmin=90°-αдоп=90°-42°=48°, а из точек кривой, расположенных между точкой О2 и дугой радиуса L – лучи ВС под углом 180°-γmin=90°+ αдоп=90°+42°=132°. Находим наиболее удалённую от нулевой точки точку пересечения лучей – точка О1 и примем её за ось вращения кулачка. Начальным радиусом кулачка будет расстояние от оси вращения кулачка до нулевой точки:

 

rk=55мм.

 

 

 

3.4 Построение центрового профиля.

 

При построении центрового профиля относительное расположение точек О, О1, О2 изменять нельзя. Можно лишь изменять масштаб, путём построения треугольника, подобному ОО1О2.

 

Построим треугольник ОО1О2 с масштабным коэффициентом μl=0,001 .

Обозначим начальный угол Ψ0.

Обозначим направление вращения кулачка ω.

Радиусом, равным расстоянию О1О2 из точки О1 опишем окружность – траектория движения точки О2 в обращённом движении вокруг точки О1.

 

От точки О2 разобьём полученную окружность на 36 частей. Нумерацию положения точки О2 в обращённом движении проводим в направлении, обратном направления вращения кулачка.

 

Из точки О2 как из центра проводим дугу окружности радиусом О-О2 (длина толкателя L) в направлении вращения толкателя на фазе удаления. Отметим на дуге точки 1”, 2”, 3” и т.д.. Через точки, из центра О1 проводим дуги окружностей в направлении, обратном направлению вращения кулачка.

 

Из точек 1, 2, 3 и т.д. радиусом, равным длине толкателя L на соответствующих дугах окружностей делаем засечки, которые будут представлять собой центровой профиль кулачка. Соединим точки 1, 2, 3 и т.д. плавной линией.

 

3.5 Определение радиуса ролика.

 

rр≤0.8ρmin

где  ρmin – наименьший радиус кривизны центрового профиля.

 

rр≤0.4rk ; rр≤22 ; rр=22

 

3.6 Построение конструктивного  профиля кулачка.

 

Из точек 1’, 2’, 3’ и т.д. центрового профиля, как из центров, проводят ряд окружностей радиусом, равным радиусу ролика. Внутренняя огибающая к последовательным положениям ролика – конструктивный профиль кулачка

 

4. Синтез и кинематический анализ  зубчатого механизма.

 

4.1 Синтез планетарного механизма.

 

4.1.1 Выражение передаточного отношения  для заданной схемы механизма.

 

Определим передаточное отношение зубчатого механизма по формуле:

 

 

 

где – угловая скорость вала двигателя

где – угловая скорость ведомого колеса.

 

Разобьём передаточное отношение на передаточное отношения отдельных ступеней:

 

 

 

где – передаточное отношение от первого колеса к водилу Н при неподвижном четвёртом колесе

где – передаточное отношение зубчатой передачи колёс Z5 и Z6.

 

 

 

Передаточное отношение определяем по формуле:

 

 

 

Знак “ – “ показывает, что данная передача относится к передачи с внешним зацеплением.

 

Определим передаточное отношение :

 

 

Тогда получим:

 

 

 

 

 

4.1.2 Подбор чисел зубьев колёс  механизма.

 

Запишем условие соосности и найдём числа зубьев колёс.

 

Z1+Z2=Z4-Z3

 

Заменим отношение чисел зубьев колёс отношением сомножителей, каждый из которых пропорционален соответствующему числу зубьев:

 

С1+С2=С4-С3

(С4-С3)∙(С1+С2)=(С4-С3)∙(С1+С2)

С1∙(С4-С3)+С2∙(С4-С3)=С4∙(С1+С2)-С3∙(С1+С2)

 

Тогда получим:

 

Z1=С1∙(С4-С3)∙γ

Z2=С2∙(С4-С3)∙γ

Z3=С3∙(С1+С2)∙γ

Z4=С4∙(С1+С2)∙γ

 

Так как , то

 

 

 

 

 

Принимаем γ=3, тогда:

 

Z1=1∙(13-2)∙3=33

Z2=2∙(13-2)∙3=66

Z3=2∙(1+2)∙3=18

Z4=13∙(1+2)∙3=117

 

Определяем передаточное отношение по формуле:

 

 

 

 

Определим погрешность передаточного отношения:

 

 

4.1.3 Условие соосности.

 

Условие соосности определяется по формуле:

Z1+Z2=Z4-Z3

33+66=117-18

99=99

Условие выполняется.

 

4.1.4 Определение  возможного числа сателитов по внешнему зацеплению колёс Z1 и Z2.

 

Условие соседства для Z1 и Z2:

 

где k – количество сателитов.

Преобразуя эту формулу, получим:

 

 

Выбираем количество сателитов так, чтобы выполнялось условие сборки:

С0∙(1+kП)=С

где С – любое целое положительное число

где П – число полных оборотов водила

 

 

 

 

 

k=3, П=1, С=616

 

Условие сборки выполняется и принимаем k=3.

 

 

4.1.5 Определение диаметров колёс  механизма.

 

Находим диаметры колёс по формуле:

 

di=m∙Zi

 

где di – диаметр i-ого колеса

где m – модуль колеса

где Zi – число зубьев i-ого колеса.

 

d1=m∙Z1=3∙33=99 мм

d2=m∙Z2=3∙66=198 мм

d3=m∙Z3=3∙18=54 мм

d4=m∙Z4=3∙117=351 мм

Курсач(Записка).docx

— 424.38 Кб (Просмотреть файл, Скачать документ)

Оглавление.docx

— 44.26 Кб (Просмотреть файл, Скачать документ)

Пояснительная записка 1лист.DOC

— 21.50 Кб (Просмотреть файл, Скачать документ)

Список литературы.docx

— 29.86 Кб (Просмотреть файл, Скачать документ)

Информация о работе Проектирование механизмов технологической машины