Синтез механизмов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кафедра «Конструирования и технологии машиностроительных производств»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Теория механизмов и машин»

Выполнил: студент

Иванов И.И

Проверил: Старший преподаватель

Сидоров С.С.

Иваново

2016

Содержание

Введение

1. Задание

2. Кинематический анализ механизма

2.1 Структурный анализ механизма

2.2 Структурный состав механизма

2.3 Определение недостающих размеров

2.4 Определение скоростей точек механизма

2.5 Определение ускорений точек механизма

2.6 Диаграммы движения выходного звена

2.7 Определение угловых скоростей и ускорений

2.8 Определение ускорений центров масс звеньев механизма

3. Силовой анализ механизма

3.1 Силы тяжести и силы инерции

3.2 Расчет диады 4-5

3.3 Расчет диады 2-3

3.4 Расчет кривошипа

3.5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского

3.6 Определение мощностей

3.7 Определение кинетической энергии механизма

4. Синтез зубчатого зацепления

4.1 Геометрический расчёт равносмещённого эвольвентного зубчатого зацепления

4.2 Синтез планетарного редуктора

4.3 Определение частот вращения зубчатых колёс аналитическим и графическим методом

5. Синтез кулачкового механизма

Заключение

Список используемых источников

Введение

Создание современной машины требует от конструктора всестороннего анализа ее проекта. Конструкция должна удовлетворять многочисленным требованиям, которые находятся в противоречии. Например, минимальная динамическая нагруженность должна сочетаться с быстроходностью, достаточная надежность и долговечность должны обеспечиваться при минимальных габаритах и массе. Расходы на изготовление и эксплуатацию должны быть минимальными, но обеспечивающими достижение заданных параметров. Из допустимого множества решений конструктор выбирает компромиссное решение с определенным набором параметров и проводит сравнительную оценку различных вариантов. Численных показателей эффективности решения, называемых критериями качества или целевой функцией, по которым следует оценивать конструкцию, обычно бывает несколько. Выделяют главные критерии, а вспомогательные показатели используют как ограничение, накладываемые на элементы решения. В настоящее время расчеты выполняют на ЭВМ, что позволяет оценить конструкцию по многим критериям качества и найти максимум показателя эффективности.

1. Задание

Механизм поперечно-строгального станка

Вариант 5.1 (схема А)

Исходные данные:

a	b	lOF	lOA	lFB	lBC	lCD	y	x	n1	G5	F5
Sk	мм	Об/мин	H	H
0.6	420	570	200	950	380	80	130	180	60	500	6000

Ход толкателя	S	мм	30
Угол поворота коромыслового толкателя	И	°	25
Длина коромысла	l	мм	90
Мин. угол передачи движения	при подъеме	гп	мин	65
	при опускании	го	мин	45
Полезное усилие на толкателе	F	H	250
Полезный момент сопротивления	М,	Н·м	300
Частота вращения кулачка	n	1/мин	100
Фазовые углы	подъема	?	°	180
	верхнего выстоя			90
	опускания			90
Направление вращения кулачка (“+” по часовой “-” против часовой)	+

2. Кинематический анализ механизма

Поперечно-строгальный станок предназначен для строгания плоских поверхностей.

Привод станка состоит из простой зубчатой передачи и планетарной передачи, который соединен с электромотором. Для перемещения ползуна 5 используется кулисный механизм с качающийся кулисой 4, состоящий из кривошипа 1, камня 2 и шатуна 3.

Механизм содержит шесть подвижных звеньев: 5- ползун, 4- шатун, 3- коромысло-кулиса, 2- камень кулисы, 1- кривошип. Звенья соединены семью кинематическими парами: вращательные А В; F B C; B C D поступательные F A; A B; D E.

2.1 Структурный анализ механизма

Подвижные звенья	Кинематические пары
Схема	Название	Схема	Вид	Степ подв.	Символ	Класс пары	Высш. Низш.
	ползун		поступ	1	П0,6	p5	низш
	шатун		вращат	1	В5,6	p5	низш
	Коромысло кулиса		вращат	1	В4,5	p5	низш
	Камень кулисы		вращат	1	В4,0	p5	низш
	Зубч. Колесо кривошип		поступ	1	П3,4	p5	низш
			вращат	1	В0,2	p5	низш
			вращат	1	В0,1	p5	низш
			Вращат поступ	2	ВП1,2	Р4	Высш
Число подвижн. Звеньев n = 5	Число кинематических пар: всего - 8, Из них пятого класса = 7,четвертого класса = 1
Степень подвижности механизма: W = 3·n - 2·p5 - p4 = 3·5-2·7-1 = 0
Примечание: пассивных звеньев механизм не содержит

2.2 Структурный состав механизма

Начальный механизм I класса I(0;1) W=1

(2;3) Группа Ассура II класса 2-го порядка, W=0

(4;5) Группа Ассура II класса 2-го порядка W=0

Формула строения механизма:

I(0;1)> II₂(2;3)>II₂(4;5)

Механизм II класса, второго порядка.

2.3 Определение недостающих размеров

Неизвестные размеры кривошипа и кулисы определяем в крайних положениях механизма.

Крайними являются положения, в которых кулиса касается кривошипной окружности.

Угол размаха кулисы:

Длина кривошипа:

Длина кулисы:

Масштабный коэффициент построения схемы:

Строим 12 планов механизма, приняв за начало отсчета крайнее положение, соответствующее началу рабочего хода механизма.

2.4 Определение скоростей точек механизма

Скорость точки А кривошипа определяем по формуле:

,

где , где n_кр=60мин^-1

Планы скоростей строим в масштабе:

Скорость точки А' находим графически, решая совместно систему:

На плане Р_vа'=21,9 мм. Абсолютная величина скорости точки А':

Скорость точки В находим из соотношения:

, откуда

Абсолютная величина скорости точки В:

Скорость точки С определим, решая совместно систему:

На плане Р_vс=16,15мм. Абсолютная величина скорости точки С:

, на плане =19,6мм

Для всех остальных положений скорости определяем аналогично. Полученные результаты сводим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1.- Значения скоростей

Скорости м/с	Положения механизма
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
va	0.72	0.72	0.72	0.72	0.72	0.72	0.72	0.72	0.72	0.7	0.72	0.72
va'	0,33	0,56	0,69	0,72	0,66	0,5	0,24	0,13	0,54	0,72	0,41	0
vb	0,5	0,75	0,85	0,87	0,83	0,69	0,38	0,34	1,43	2,12	0,99	0
vc	0,24	0,6	0,79	0,86	0,9	0,75	0,5	0,44	1,64	2,06	0,65	0

2.5 Определение ускорений точек механизма

Пересчетный коэффициент С:

Ускорение точки А конца кривошипа определяем по формуле:

Ускорение а_а направлено по кривошипу к центру вращения О₁.

Выбираем масштабный коэффициент ускорений:

На плане ускорений изображаем ускорение точки А отрезком Р_аа=90,8 мм

Ускорение точки А' определяем, решая совместно систему:

Кориолисово ускорение:

;

По свойству подобия определяем ускорение точки В:

;

Система уравнений для определения ускорений точки С:

, откуда

Ускорения всех точек найдены. Ускорения для остальных положений механизма находим аналогично. Значения ускорений сводим в таблицу 2.2

Таблица 2.2. - Значения ускорений

Ускорения м/с2	Положения механизма
	1	3	5	7	9	11	12
аа	4,54	4,54	4,54	4,54	4,54	4,54	4,54
аа'	2.67	0.88	1.42	3.18	6.26	4.39	4.8
ab	4.11	1.08	1.79	5.2	16.74	10.8	8.62
ac	3.76	1.05	0.35	6.13	15.17	10.77	4.17

2.6 Диаграммы движения выходного звена

Диаграмму перемещения строим, используя полученную из S-t плана механизма траекторию движения точки С.

Диаграммы скорости V-t и ускорений A-t строим из полученных 12 планов скоростей и 7 планов ускорений.

Масштабные коэффициенты диаграмм:

=180 мм

2.7 Определение угловых скоростей и ускорений

Угловые скорости и ускорения звеньев механизма определяются для первого положения

2.8 Определение ускорений центров масс звеньев механизма

Ускорение центров масс звеньев определяем из планов ускорений:

3. Силовой анализ механизма

Исходные данные:

вес кулисы кг;

вес шатуна кг;

вес ползуна кг.

3.1 Силы тяжести и силы инерции

Силы тяжести:

Н

Н

Н

Силы инерции:

Н

Н

Н

3.2 Расчет диады 4-5

Для расчета этой диады изобразим ее со всеми приложенными к ней силами: силами тяжести, полезного сопротивления и реакциями.

Эти реакции в поступательных парах известны по направлению, но неизвестны по модулю. Определяем с помощью плана сил. Составим уравнение равновесия диады 4-5.



Строим план сил диады в масштабе сил

Уравнение содержит три неизвестных, поэтому составляем дополнительное уравнение равновесия в форме моментов сил относительно точки С.

Строим план сил по уравнению сил, в том порядке как силы стояли в уравнении.

Значения сил из плана сил

Для рассмотрения внутренних реакций в диаде 4-5 необходимо рассмотреть равновесие одного звена, звена 4.

3.3 Расчет диады 2-3

Изобразим диаду со всеми приложенными к ней силами. В точках А и О₂ взамен отброшенных связей прикладываем реакции и . В точке В прикладываем ранее найденную реакцию. Составляем уравнение равновесия диады 2-3.

Плечи измеряем на плане. Теперь в уравнении сил две неизвестных, поэтому строим план сил и определяем реакцию, как замыкающий вектор.

Строим план диады в масштабе сил . Значения сил из плана сил.

3.4 Расчет кривошипа

Изобразим кривошип с приложенными к нему силами и уравновешивающей силой , эквивалентной силе действия на кривошип со стороны двигателя. Действие отброшенных связей учитываем вводя реакции и . Определяем уравновешивающую силу, считая, что она приложена в точке А кривошипа, перпендикулярно ему. Составляем уравнение равновесия кривошипа.



Строим план кривошипа в масштабе сил . Значение силы определяем из плана сил.

3.5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского

Строим повернутый на 90⁰ план скоростей и в соответствующих точках прикладываем все внешние силы, включая и силы инерции. Составим уравнение моментов относительно точки , считая неизвестной:

Подлинность графического метода:

3.6 Определение мощностей

Потери мощности в кинематических парах:

Потери мощности на трение во вращательных парах:

где - коэффициент

- реакция во вращательной паре,

- радиус цапф.

Суммарная мощность трения

Мгновенно потребляемая мощность

Мощность привода, затрачиваемая на преодоление полезной нагрузки.

3.7 Определение кинетической энергии механизма.

Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий входящих в него массивных звеньев.

Приведенный момент инерции

4. Синтез зубчатого зацепления

4.1 Геометрический расчёт равносмещённого эвольвентного зубчатого зацепления

Исходные данные:

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Модуль зубчатых колес ,

Нарезание зубчатых колес производится инструментом реечного типа имеющего следующие параметры:

Угол профиля зуба рейки ,

Коэффициент высоты головки зуба ,

Коэффициент радиального зазора ,

Суммарное число зубьев колес

Поскольку , то проектируем равносмещенное зацепление.

Коэффициент смещения зубчатого зацепления:

Угол зацепления:

Делительное межосевое расстояние:

Начальное межосевое расстояние:

Высота зуба:

,

Высота головки зуба:

Высота ножки зуба:

Делительный диаметр:

Основной диаметр

Диаметр вершин

Диаметр впадин

Толщина зуба кривошип зацепление механизм станок

Толщина зуба по основной окружности

Толщина зубьев по окружности вершин

где



Делительный шаг

Шаг основной

Радиус галтели

Коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент торцового перекрытия полученный аналитическим способом

Погрешность определения коэффициента зацепления:

,

Масштабный коэффициент построения картины зацепления.

4.2 Синтез планетарного редуктора

Исходные данные:

Частота вращения двигателя n_дв=1000 мин^-1;

Частота вращения кривошипа n_кр=60 мин^-1;

Число зубьев шестерни z₅=12;

Число зубьев колеса z₆=24;

Знак передаточного отношения ”+”;

Рисунок 2 - Схема планетарного редуктора.

Общее передаточное отношение редуктора:

Передаточное отношение простой передачи z₅-z₆:

Передаточное отношение планетарной передачи:

Формула Виллиса. Передаточное отношение обращённого механизма:

Подбор чисел зубьев планетарной передачи:

Условие соосности для данной передачи:

Принимаем числа зубьев колёс, равных: z₁=70; z₂=14; z₃=12; z₄=72.

По принятым числам зубьев определяем диаметры колёс:

Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы редуктора:

Скорость точки А зубчатого колеса 1:

Строим планы скоростей. Масштабный коэффициент плана скоростей:

Строим план частот вращения звеньев редуктора. Масштабный коэффициент плана частот вращения звеньев редуктора:

4.3 Определение частот вращения зубчатых колёс аналитическим и графическим методом

Значения частот, полученные аналитическим методом:

Значения частот, полученных графическим методом:

Определяем погрешность расчётов:



5. Синтез и анализ кулачкового механизма

Исходные данные:

Максимальный ход толкателя (размах колебателя) S=30 мм/град;

Рабочий угол кулачка ц_р=25°;

Частота вращения кривошипа n_кр=100 мин^-1;

число зубьев шестерни:Z5=12

число зубьев колеса: Z6=24

Структурная схема простого плоского кулачкового механизма.

Согласно классификации кулачковых механизмов, устанавливаю тип заданной схемы механизма:

1) по служебному назначению - механизм, обеспечивающий перемещение выходного звена по заданному закону движения, так как условиями курсового проектирования задан закон движения выходного звена;

2) по расположению звеньев в пространстве - механизм плоский, так как подвижные звенья 1, 2 и 3 совершают движения в параллельных плоскостях, что соответствует заданным условиям курсового проектирования;

3) по виду движения кулачка - механизм с вращательным движением кулачка 1, что соответствует условиям курсового проектирования;

4) по виду движения выходного звена - механизм с поступательным движением выходного звена 2, что соответствует условиям курсового проектирования;

5) по наличию ролика в составе схемы - механизм с роликом, что соответствует условиям курсового проектирования;

6) по виду кулачка - механизм с плоским кулачком, так как условиями курсового проектирования задана структурная схема простого плоского кулачкового механизма;

7) по форме рабочей поверхности выходного звена - механизм с цилиндрической рабочей поверхностью выходного звена 2, что соответствует заданной структурной схеме механизма;

Таким образом, тип простого плоского кулачкового механизма: механизм обеспечивает перемещение выходного звена по заданному закону движения, является плоским, с вращательным движением кулачка 1, с поступательным движением выходного звена 2, с роликом, с плоским кулачком и цилиндрической рабочей поверхностью выходного звена, следовательно, для определения подвижности механизма данного вида следует выбрать формулу П.Л. Чебышева (6.1).

Для определения названия звеньев и вида совершаемого ими движения провожу анализ структуры простого плоского кулачкового механизма. Полученный результат представлен в виде таблицы 1).

Для определения класса, подвижности, вида контакта и замыкания кинематических пар, входящих в состав структуры простого плоского кулачкового механизма продолжаю выполняемый анализ. Результат приведен в виде таблицы 2).

Таблица 1) - Звенья механизма и их свойства

Номер звена	Схема	Название	Вид движения
1		кулачок	вращательное
2		толкатель	вращательное
3		ролик	сложное
0		стойка	неподвижное

Таблица 2) - Кинематические пары и их свойства

Номер кинематической пары/ название	Схема	Класс/ подвижность	Вид контакта/ замыкание
0-1/ вращательная		5/1	поверхность (низшая)/ геометрическое
1-3/ фрикционная		4/2	линия (высшая)/ силовое
3-2/ вращательная		5/1	поверхность (низшая)/ геометрическое
2-0/ поступательная		5/1	поверхность (низшая)/ геометрическое

Дефектом структуры является подвижность кинематической пары 3-2, так как она не оказывает влияния на передаточную функцию простого плоского кулачкового механизма, следовательно, соответствует местной подвижности.

Для исключения дефекта необходимо исключить ролик 3 из состава структуры, что вызовет модификацию кинематических пар. В этом случает кинематические пары 1-3 и 3-2 прекратят свое существование, а структура простого плоского кулачкового механизма будет содержать два подвижных звена - кулачок 1 и толкатель 2, две кинематические пары - 0-1 и 2-0 с подвижностью, равной единице и одну фрикционную кинематическую пару 1-2 с подвижностью равной двум. Результат данной модификации представлен в таблице 3).

Таблица 3) - Кинематические пары и их свойства после модификации

Номер кинематической пары/ название	Схема	Класс/ подвижность	Вид контакта/ замыкание
0-1/ вращательная		5/1	поверхность (низшая)/ геометрическое
1-2/ фрикционная		4/2	линия (высшая)/ силовое
2-0/ поступательная		5/1	поверхность (низшая)/ геометрическое

Анализ данных таблицы 3) показывает наличие одной кинематической цепи, обладающей следующими свойствами:

1) кинематическая цепь простая, так как все звенья входят в состав двух кинематических пар;

2) кинематическая цепь замкнутая, так как структура механизма не содержит звеньев, входящих в состав одной кинематической пары.

Анализ таблицы 1) показывает, что стойка представлена совокупностью двух элементов - шарнирно-неподвижной опорой и направляющей ползуна.

Анализ данных таблицы 1) показывает, что структура механизма образована тремя звеньями, два из которых - подвижные, следовательно, .

Анализ данных таблицы 8.3 показывает, что структура содержит три кинематических пары, две из которых имею подвижность равной единице, и одну кинематическую пару с подвижностью, равной двум, следовательно, и .

Тогда по выражению (6.1) получаю:

.

Результат означает, что для однозначного математического описания звеньев простого плоского кулачкового механизма на плоскости достаточно одной обобщенной координаты.

Для вычисления величины аналога пути, аналога скорости и аналога ускорения воспользуюсь заданными функциональными зависимостями

1)

2)

3)

где - ход кулачкового механизма, м;

- фазовый угол текущей фазы, рад;

- текущее значение фазового угла (), рад.

Ход простого плоского кулачкового механизма с ползуном

,

где - максимальное перемещение толкателя.

С учетом заданных величин по (8.4) получаю

.

Масштабный коэффициент оси угла поворота кулачка определяется по формуле

,

где - произвольный отрезок, мм.

Считая, что , по (8.5) получаю

.

Масштабный коэффициент оси аналога пути

,

где - произвольный отрезок, мм.

Считая, что , по формуле (8.6) получаю

.

Масштабный коэффициент оси аналога скорости

где - произвольный отрезок, мм.

Считая, что , по (8.8) получаю

.

Масштабный коэффициент оси аналога ускорения

 (8.10)

где - произвольный отрезок, мм.

Считая, что , по (8.10) получаю

.

Перевожу значения угла поворота кулачка, аналогов пути, скорости и ускорения, представленные в таблице 4), в масштабный коэффициент.

;

;

мм;

мм.

Полученные результаты представлены в таблице 5).

Перевожу значения фазовых углов в масштабный коэффициент

;

;

;

.

Таблица 4) - Значения пути, аналогов скорости и ускорения

Положение механизма	Значение угла поворота кулачка , град	Аналог пути , м	Аналог скорости	Аналог ускорения
Фаза удаления
0	0	0	0	0
1	15	0,0014	0,016	0,173
2	30	0,0098	0,048	0,173
3	45	0,025	0,064	0
4	60	0,04	0,048	-0,173
5	75	0,049	0,016	-0,173
6	90	0,05	0	0
Фаза сближения
7	0	0	0	0
8	18	0,0042	0,013	0,144
9	36	0,0085	0,04	0,144
10	54	0,0125	0.053	0
11	72	0,0165	0,04	-0,144
12	90	0,021	0,013	-0,144
13	108	0,05	0	0
14	0	0	0	0

Выполняю синтез диаграмм аналогов пути, скорости и ускорения. Для этого формирую три плоские прямоугольные системы координат, где оси аналогов пути, скорости и ускорения располагаю вертикально на одной прямой последовательно друг под другом, а ось угла поворота кулачка в каждом случае располагаю горизонтально.

Выполняю синтез диаграмм аналогов пути, скорости и ускорения. Результат представлен на листе 3 графической части. Совокупность данных диаграмм является графическим результатом кинематического анализа простого плоского кулачкового механизма.

Для реализации синтеза диаграммы функциональной зависимости аналога пути от аналога скорости формирую плоскую прямоугольную систему координат, где ось аналога пути располагаю вертикально, а ось аналога скорости - горизонтально.

Значения масштабных коэффициентов аналога пути и аналога скорости

;

.

Полученную систему координат поворачиваю на 180є по часовой стрелке, так как согласно заданию курсового проектирования ось аналога пути должна быть расположена вертикально внизу (ВН).

По данным таблицы 5) выполняю синтез диаграммы функциональной зависимости аналога пути от аналога скорости, которая располагается на листе 3 графической части.

Для определения величины радиуса исходного контура кулачка нахожу область допустимых решений (ОДР).

Для синтеза области допустимых решений на диаграмме функциональной зависимости аналога пути от аналога скорости выбираю точки 3 и 13, соответствующие максимальным значениям аналога скорости. По прямой 3-13 отступаю вправо и влево произвольные расстояния от замкнутой кривой диаграммы и выбираю по одной точке, лежащие на этой прямой. Через полученные точки провожу перпендикуляры к прямой 3-13. От обоих перпендикуляров в сторону замкнутой кривой диаграммы откладываю заданное предельное значение угла давления и провожу по одной прямой через выбранные точки. Используя метод параллельного переноса, переношу данные прямые на диаграмму таким образом, чтобы эти прямые стали касательными к замкнутой кривой диаграммы. Точка , соответствующая точке пересечения касательных, является вершиной области допустимых решений, а часть плоскости, расположенная ниже этой точки и ограниченная касательными и есть область допустимых решений.

Перевожу величину эксцентриситета в масштабный коэффициент оси аналога пути

.

На вертикальной плоскости откладываю вправо и влево расстояние, равное эксцентриситету. Проведя вертикальные прямые, получаю две точки O₁ и O₂, расположенные в области допустимых решений. При этом точка 0 находится ближе к точке O₂. Соединив эту точку с точкой 0 (начало отсчета системы координат) получаю радиус

.

где - отрезок, соответствующий радиусу в масштабном коэффициенте.

Таким образом, радиусом исходного контура будет являться значение .

Для определения значения углов давления воспользуюсь диаграммой функциональной зависимости аналога пути от аналога скорости.

На замкнутой кривой выбираю текущие точки 0…17, соответствующие каждому положению кулачка. Соединяю эти точки с точкой . Через выбранные точки 0…17 провожу перпендикуляры к полученным прямым. Полученные перпендикуляры и прямые 0…17- составляют между собой углы, которые являются углами давления в каждом положении кулачка. Значения углов давления представлены в таблице 6).

Масштабный коэффициент оси углов давления

. (8.12)

Перевожу значения углов давления в масштабный коэффициент. Результат представлен в таблице 6).

С учетом по данным таблицы 6) выполняю синтез диаграммы углов давления. Результат представлен на листе 3 графической части.

При синтезе кулачковых механизмов необходимо обеспечить выполнение основного условия метрического синтеза (условия отсутствия самоторможения): текущее значение угла давления в любой точке конструктивного профиля кулачка не должно превышать предельного значения, т.е.

, (8.13)

где - значение угла давления в i-ой точке конструктивного профиля кулачка;

- предельное значение угла давления в кинематических парах, содержащихся в структуре простого плоского кулачкового механизма.

Используя значения углов давления, представленные в таблице 8.6, по (8.13) провожу проверку условия отсутствия самоторможения кулачкового механизма. Результат представлен в таблице 6).

Масштабный коэффициент длин

,

где - произвольный отрезок, мм.

Считая, что , по (8.14) получаю

.

С учетом задания курсового проектирования выполняю метрический синтез теоретического профиля кулачка. Результат представлен на листе 3 графической части.

Таблица 6) - Значения углов давления

Положение механизма	Значение углов давления , є	Условие метрического синтеза
Фаза удаления
0	0	Выполняется
1	4,28	Выполняется
2	24,1	Выполняется
3	25,1	Выполняется
4	14,4	Выполняется
5	1,76	Выполняется
6	3,87	Выполняется
7	3,87	Выполняется
Фаза сближения
8	9,11	Выполняется
9	21,48	Выполняется
10	29,58	Выполняется
11	27,78	Выполняется
12	16,66	Выполняется
13	9,97	Выполняется
14	9,97	Выполняется

С целью обеспечения достаточного соотношения контактных прочностей рабочих поверхностей кулачка и ролика при выборе радиуса ролика необходимо руководствоваться следующим условием:

.

Значение ролика должно быть целым натуральным числом, входящим в стандартный ряд параметров данного вида. С учетом (8.16) уточняю диапазон выбора:

Окончательно принимаю .

Перевожу значение радиуса ролика в масштабный коэффициент

. (8.17)

В метрический синтез конструктивного профиля кулачка в масштабный коэффициент длин. Результат приведен на листе 3 графической части.

С целью реализации метрического синтеза кинематической схемы простого плоского кулачкового механизма в точку , полученной в предшествующем разделе, помещаю условное обозначение шарнирно-неподвижной опоры, а точку 0, соответствующую началу отсчета системы координат принимаю за центр вращения ролика. Проведя из этой точки окружность радиусом , получаю условное изображение ролика. Поместив в точку 0 условное изображения вращательной кинематической пары, а также добавив условное изображение неподвижного ползуна, завершаю процесс метрического синтеза.

Заключение

При выполнении курсового проекта были сделаны чертежи синтеза и анализа планетарного механизма, кулачкового механизма, силового анализа механизма и синтез рычажного механизма. Следовательно, закреплены знания в области теории механизмов и машин.

Список используемых источников

1. А.А. Машков, Теория механизмов и машин. - Машиностроение, г. Москва, 2009г. - 583.

2. С.Н. Кожевников, Теория механизмов и машин. - Машиностроение, г. Москва, 2009г. - 583с.

3. А.С. Кореняко, Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - Высшая школа, Киев, 2010г. - 330с.

4. И.П. Филонов, Теория механизмов и машин и манипуляторов. - Дизайн ПРО, г. Минск, 2008г. - 428с.

5. И.И. Артоболевский, Теория механизмов и машин. - Наука, г. Москва, 2008г. - 720с.

6. К.В. Фролов, Теория механизмов и машин. - Высшая школа, г. Москва, 2008г. - 494с.

Размещено на Allbest.ru

...