Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Белорусский Национальный Технический Университет

Кафедра Теория механизмов и машин

Курсовой проект

На тему: "Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания автономной электроустановки"

Разработал:

Терентьев А.В.

115129 учебная группа

Руководитель:

Акулич В.К.

Минск 2011



Содержание

1.Описание работы машины. Исходные данные для проектирования

2. Динамический синтез и анализа машины в установившемся движении

2.1 Задачи динамического синтеза и анализа машины

2.2 Определение размеров, масс и моментов инерции звеньев рычажного механизмов

2.3 Структурный анализ рычажного механизм

2.4 Определение кинематических характеристик рычажного механизма

2.4.1. Построение планов положений

2.4.2 Аналитический метод

2.4.2 Графический метод

2.5 Определение движущих сил

2.6 Динамическая модель машины

2.7 Определение приведенных моментов сил

2.8 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции и его производной

2.9 Определение постоянной составляющей приведенного момента инерции I_П1 и момента инерции маховика I_М

2.10 Определение закона движения звена приведения

2.11 Схема алгоритма программы динамического синтеза и анализа машины

2.12 Исходные данные для контрольных расчётов

2.13 Результаты расчетов и их анализ

3. Динамический анализ рычажного механизма

3.1 Задачи динамического анализа механизм

3.2 Графический метод

3.2.1 Кинематический анализ

3.2.2 Силовой анализ

3.3 Аналитический метод

3.3.1 Кинематический анализ

3.3.2 Силовой анализ

3.4 Результаты расчетов и их анализ

4.Проектирование кулачкового механизма

4.1 Задачи проектирования

4.2 Определение кинематических характеристик

4.3 Определение основных размеров (аналитический метод)

4.4 Определение полярных координат профиля кулачка

4.5 Исходные данные для компьютерного расчёта

4.6 Результаты расчетов и их анализ

4.6.1 Построение графиков кинематических характеристик и угла давления

4.6.2 Определение основных размеров (графический метод)

4.6.3 Построение центрального и действительного кулачка

Выводы

Литература:47



1. Описание работы машины. Исходные данные для проектирования

Рис. 1

На рис.1 изображены двухтактный двигатель внутреннего сгорания приводит в движение электрогенератор, вырабатывающий электрический ток.

Кривошипно-ползунный механизм двигателя, состоящий из кривошипа - 1, шатуна - 2 и ползуна (поршня) - 3,осуществляет преобразование возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение кривошипного (коленчатого) вала. Рабочий цикл в цилиндре двигателя совершается за один оборот кривошипа. Изменение давления в цилиндре в зависимости от положения поршня показано на индикаторной диаграмме.

Кулачковый механизм осуществляет управление выхлопным клапаном, через который происходит очистка цилиндра от продуктов сгорания топлива. Движение от кривошипа на вал электрогенератора передаётся через повышающий планетарный механизм.

Исходные данные: lAB - длина шатуна, VВ ср - средняя скорость поршня за один оборот кривошипа, n1-частота вращения кривошипа, Рmax - максимальное давление в цилиндре, Iэ - момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу электрогенератора,nэ-частота вращения вала электрогенератора,h-ход толкателя в кулачковом механизме,k-число сателлитов в планетарном механизме, индикаторная диаграмма, закон движения толкателя, циклограмма механизмов.

Углы поворота кривошипа	00 1000 1800 2400 3600
Рычажный механизм двигателя	Движение поршня влево	Движение поршня вправо
	Сгорание (cz) и расширение (zb)	Выхлоп и продувка (bda)	Сжатие (ac)
Кулачковый механизм	Ближнее стояние (б.с.)	y=700	д.с=100	b = 600	Ближнее стояние (б.с.)

Вар.	LAB, м	VВср, м/с	n1, об/мин	, МПа	Iэ, Кг * м2	nэ, об/мин	h, м	K
2	0,21	7,0	2100	14,5	0,01	8610	0,08	4

двигатель проектирование электроустановка



2. Динамический синтез и анализа машины в установившемся движении

2.1 Задачи динамического синтеза и анализа машины

Динамический синтез машины по коэффициенту неравномерности движения д состоит в определении такой величины постоянной составляющей приведенного момента инерции I_п^I при которой колебание скорости звена приведения не выходят за пределы, устанавливаемые этим коэффициентом. Обычно это достигается установкой дополнительной вращающейся массы, выполняемой в виде маховика. Динамический анализ машины состоит в определении законов движения в виде: щ₁(ц₁) и е₁(ц₂) при полученном значении I_п^I.

Блок-схема машинного агрегата показана на рис.2.

Рис. 2



2.2 Определение размеров, масс и моментов инерции звеньев рычажного механизмов

H=

l₁= L_OA = == 0,05(м)

L_AS2 = 0,35*0,21=0,0735 (м)

Диаметр поршня:

d_п=1,5* L_OA=1,5*0,05=0,075 (м)

Масса звеньев:

m₂=q* L_AB=10*0,21=2,1 (кг)

m₃=0,5* m₂=0,5* 2,1=1,05 (кг)

m₁=2* m₂=2* 2,1=4,2 (кг)

Силы тяжести звеньев:

G₁= m₁*g=4,2*9,81=41,202 (Н)

G₂= m₂*g=2,1*9,81=20,601(Н)

G₃= m₃*g=1,05*9,81=10,301 (Н)

Моменты инерции звеньев:

I_S1=0,3* m_1* L_OA²=0,3*4,2*0,05²=0,00315(кг*м²)

I_S2=0,17* m_2* L_AB²=0,17*2,1*0,21²=0,01574 (кг*м²)



Приведенный момент инерции вращающихся звеньев (без маховика):

Средняя угловая скорость:

Рис. 3

Обобщенная координата механизма в крайнем наиболее удаленном положении поршня (рис.3) равна ц₀= 0⁰

2.3 Структурный анализ рычажного механизма

Рис.4

Число подвижных звеньев n = 3

Число низших кинематических пар P_Н=4, в том числе:

- вращательные: O(0,1); А(1,2); В(2,3);

- поступательная: В(0,3).

Число степеней свободы механизма:

W = 3*n - 2*P_Н - P_В = 3*3 - 2*4 - 0 = 1

Механизм I класса Структурная группа II класса, 2 порядка, 2 вида

Рис.5

Формула образования механизма:

I(0,1)>II(2,3)

2.4. Определение кинематических характеристик рычажного механизма

2.4.1 Построение планов положений

Методом засечек строим 12 последовательных положений механизма, начиная с крайнего положения 1, в котором ?₁=?₀.

Масштабный коэффициент длин: µ_l=0,001

Чертежные размеры звеньев механизма:

2.4.2 Аналитический метод

Расчетная схема изображена на рисунке 6

Рис.6

В результате получаем алгоритм определения кинематических характеристик, согласно которым выполняем расчет для положения i=2 (рисунок 7)

Рис.7

Обобщенная координата:

При вращении кривошипа против часовой стрелки

Y_B=0

Алгоритм вычислений, полученный на основании приведенного вывода, для вертикальных механизмов имеет вид:

1

*

=

2.4.3 Графический метод

Выполняем расчет аналогов скоростей для положения 2. Аналог скорости тачки А.

Масштабный коэффициент:

Отрезок изображающий :

Для построения плана аналогов скоростей используем векторные уравнения:

Где ;; .

Из плана скоростей находим: (ab)=45, (pb)=30

Точку на плане находим по свойству подобия:

Из плана находим передаточные функции:

Параметр	Единица измерения	Графический метод	Аналитический метод
	м	-0,03019	0,03
	-	-0,2077	0,214
	м	-0,0268	0,026
	м	0,02814	0,0295

2.5 Определение движущих сил

Методом засечек строим двенадцать последовательных положений механизма начиная с крайнего положения 1 в котором ₁=₀=90⁰.

Масштабный коэффициент м_L= 0,001

Чертежные размеры звеньев:

Заданную диаграмму привязываем к крайним положениям поршня и находим давление в цилиндре (Р).

Где - ордината индикаторной диаграммы в миллиметрах

- масштабный коэффициент

Силу, действующую на поршень 3 находим по формуле

,

где - площадь поршня.

Таблица 1

№ положения		Р, Па	F3, Н
1.	74	2370000	-10400
2.	86	2750000	-12100
3.	22	704000	-3090
4.	11	352000	-1550
5.	5	160000	-704
6.	4	96000	-422
7.	0	0	0
8.	0	0	0
9.	0	0	0
10.	2	64000	-282
11.	10	320000	-1410
12.	41	1310000	-5760
13.	74	2370000	-10400

2.6 Динамическая модель машины

В движении входного звена исполнительного рычажного механизма имеют место колебания угловой скорости, основными причинами которых являются:

1) несовпадение законов изменения сил сопротивления и движущих сил в каждый момент времени;

2) непостоянство приведенного момента инерции звеньев исполнительного и некоторых вспомогательных механизмов.

Чтобы учесть влияние названных причин на закон движения входного звена исполнительного механизма, составляется упрощенная динамическая модель машинного агрегата и на ее основе - математическая модель, устанавливающая функциональную взаимосвязь исследуемых параметров.

Наиболее простой динамической моделью машинного агрегата может быть одномассовая модель, представленная на рис. 8.

Рис.8

В качестве такой модели рассматривается условное вращающееся звено - звено приведения, которое имеет момент инерции I_П относительно оси вращения (приведенный момент инерции) и находится под действием момента сил М_п (приведенного момента сил). В свою очередь

М_п = М_П^Д + М_П^С,

где - приведенный момент движущих сил; М_п - приведенный момент сил сопротивления. Кроме того,

I_П = I_П^I + I_П^II,

где I_П^I - постоянная составляющая приведенного момента инерции; I_П^II - переменная составляющая приведенного момента инерции. В величину I_П^I входят собственный момент инерции кривошипа (I₀), приведенные моменты инерции ротора электродвигателя и передаточного механизма (I_{Р ДВ}^П, I_{ПЕР М}^П), а также момент инерции I_М добавочной массы (маховика), причем необходимость установки маховика определяется на основании заданной степени неравномерности движения звена приведения.

Динамические характеристики М_п и I_П должны быть такими, чтобы закон вращения звена приведения был таким же, как и у главного вала машины (кривошипа 1 основного исполнительного рычажного механизма), т.е. _п = ₁, щ_п = щ₁, е_п = е₁.

2.7 Определение приведенных моментов сил

Приведенный момент движущих сил определяется из равенства мощностей, согласно которому мощность момента равна сумме мощностей от движущей силы F₃ и сил тяжести звеньев:

Откуда:

=-1, т.к. механизм вращается по часовой стрелке.

Приведенный момент сил сопротивления принимается постоянным и определяется из условия, что за цикл установившегося движения машины изменение кинетической энергии равно нулю.

Работа сил сопротивления

Интегрирование выполняется численным методом по способу трапеций:

- шаг интегрирования.

Т.к. работа за цикл

, то

Для положения 2:

=

2.8 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции и его производной

Переменная составляющая момента инерции определяется из равенства кинетических энергий, согласно которому кинетическая энергия звена приведения с моментом инерции равна сумме кинетических энергий звеньев 2 и 3:

Откуда:

Производная:

Для положения 2:

2.9 Определение постоянной составляющей приведенного момента инерции и момента инерции маховика

В основу расчета положен метод Н.И. Мерцалова. Для определения изменения кинетической энергии машины предварительно определяем работу движущихся сил А_Д. Для i-го положения

,

Изменение кинетической энергии звеньев с постоянным приведенным моментом инерции равно

,

где - кинетическая энергия звеньев, создающих переменную составляющую . По методу Н.И. Мерцалова, определяется приближенно по средней угловой скорости :

Далее из полученного за цикл массива значений (рис.9) находим максимальную и минимальную величины, используя которые, вычисляем максимальный перепад кинетической энергии:

.

Тогда необходимая величина , при которой имеет место вращение звена приведения с заданным коэффициентом неравномерности д, равна:

Момент инерции маховика определяется как

,

где - приведенный момент инерции всех вращающихся масс машины (ротора двигателя, зубчатых колес, кривошипа).

2.10 Определение закона движения звена приведения

С помощью зависимости , используемой при определении постоянной составляющей приведенного момента инерции по методу Мерцалова, можно получить зависимость угловой скорости звена приведения ₁(ц₁).

Из рис.10 видно, что для любого положения кинетическая энергия звеньев, обладающих постоянным моментом инерции , равна

,

.

Так как

,

то текущее значение угловой скорости

.

Угловое ускорение е₁ определяется из дифференциального уравнения движения звена приведения:

.

2.11 Схема алгоритма программы динамического синтеза и анализа машины

Рис.10

2.12 Исходные данные для контрольных расчётов

Схема механизма №1

Длина кривошипа l₁= L_OA = 0.05м

Длина шатуна l₂= L_AB = 0,21м

Смещение направляющих ползуна e=0 м

Координата центра масс шатуна l_AS2=0,0735м

Начальная обобщенная координата ц₀=0^O

Направление вращения кривошипа: по часовой стрелке

Масса шатуна m₂=2,1 кг

Масса ползуна m₃=1,05кг

Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр масс I_S2= 0,01574 (кг*м²)

Движущие силы:

Таблица 2

№ положения	F3, Н
1.	-10400
2.	-12100
3.	-3090
4.	-1550
5.	-704
6.	-422
7.	0
8.	0
9.	0
10.	-282
11.	-1410
12.	-5760
13.	-10400

Средняя угловая скорость

Коэффициент неравномерности вращения кривошипа д=0,01

Приведенный момент инерции всех вращающихся звеньев:

2.13. Результаты расчетов и их анализ.

По результатам расчетов выполненных на ПЭВМ построены графики:

Величина

Масштабные коэффициенты и ординаты графиков для положения i=2:

Значение ординат для всех положений приведены в таблицах:

№ пол.	YSB , мм	Yi31 , мм	Yi21 , мм	Y , мм	Y , мм
1	0.0	0.0	47.62	62.2	0.23
2	8.2	60.4	41.54	95.28	122.0
3	29.5	97.2	24.34	148.52	50.13
4	56.0	100	0.0	155.0	26.0
5	79.5	76	24.34	116.92	8.8
6	94.8	39.6	41.54	77.26	2.6
7	100.0	0.0	47.62	62.2	-0.23
8	94.8	3-9.6	41.54	77.26	-0.2
9	79.5	-76	24.34	116.92	-0.15
10	56.0	-100	0.0	155.0	-4.7
11	29.5	-97.2	24.34	148.52	-22.7
12	8.2	-60.2	41.62	95.28	-58.0
13	0.0	0	47.54	62.2	0.23

№ пол.	YАд , мм	YДT , мм	YДT1 , мм	Дщ1 , рад/с	YДщ1, мм	YЕ1
1	0.0	0.0	-15.0	-1,1	-110	11.0
2	31.6	16.2	-7.3	-0,76	-76	-76.4
3	83.17	43.6	7.8	-0,012	-12	-13.4
4	103.67	52.8	15.3	0,206	20.6	-36.5
5	112.6	55.0	26.6	0,692	69.2	-38.0
6	115.47	53.5	35.0	1,037	103.7	-17.2
7	115.83	50.6	35.6	1,068	106.8	11.5
8	115.73	47.5	28.7	0,777	77.8	37.0
9	115.67	44.0	16.0	0,233	23.3	50.2
10	114.47	40.34	2.9	-0,324	-32.4	35.3
11	107	33.0	-3.2	-0,582	-58.2	5.4
12	82.83	15.06	-8.0	-0,788	-78.8	27.2
13	63	0.0	-15.0	-1,091	-109.1	11.0

Идентификаторы:

FI- IP-

SB- DIP-

H2- MPS-

H3- AS-

HS2X- AD-

HS2Y- DT-

H2P- DTI-

H3P- W₁-

H1S2X- E₁-

H1S2Y-

MPS - AS -

AD -

Из анализа результатов динамического исследования машины установлено, что:

1) Для обеспечения заданного коэффициента неравномерности движения д требуется установка маховика с моментом инерции

Фактическое значение д:

Практически совпадает с заданной величиной.

2) Так как приведенный момент инерции всех вращающихся звеньев , то на вал кривошипа следует установить маховик с моментом инерции =0.362 кг*м².

3) Получены зависимости изменения угловой скорости Дщ(ц₁) и углового ускорения е₁(ц₁) кривошипа после установки маховика.



3. Динамический анализ рычажного механизма

3.1 Задачи динамического анализа механизма

Задачами динамического анализа механизма являются:

1) определение реакций в кинематических парах;

2) определение уравновешивающего (движущего) момента, действующего на кривошипный вал со стороны привода.

При этом известен закон движения кривошипа и . Указанные задачи решаются методом кинетостатики, который состоит в том, что уравнения движения записываются в форме уравнений равновесия (статики).

Для этого к каждому подвижному звену механизма наряду с реально действующими активными силами и реакциями связей прикладываются силы инерции, после чего на основании принципа Даламбера составляются уравнения равновесия.

3.2 Графический метод

3.2.1 Кинематический анализ

Расчет выполняем для положения 2, в котором:

Скорость точки А:



Принимаем масштабный коэффициент .

Тогда отрезок, изображающий равен:

Скорость точки В находим путем построения плена скоростей, согласно уравнениям:

Где ОА в сторону , .

Точку находим по свойству подобия:

Из плана скоростей находим:

Ускорение точки А:

Где направлено от точки А к точке О, в сторону .

*

Принимаем масштабный коэффициент .

Находим отрезки изображающие :

Ускорение точки В находим путем построения плана ускорений согласно уравнениям:

Где направлено от точки В к точке А, ,

Точку находим по свойству подобия:

Из плана ускорений находим:

3.2.2 Силовой анализ

Определяем силы и моменты сил инерции звеньев:

Силы инерции направляются противоположно ускорению центра масс, а моменты сил инерции противоположно угловым ускорениям звеньев.

Отделяем структурную группу 2 - 3:

В точке В приложим реакцию а в точке А реакцию , которая раскладывается на составляющие

?

, - находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия группы:

Принимаем масштабный коэффициент

Находим отрезки, изображающие известные силы:

Из плана сил находим:

60*100 == 6000

1100

Реакцию находим из уравнения равновесия звена 3:

+

Рассмотрим кривошип 1.

В точке А приложена реакция = - , а в точке О реакция , которую находят путем построения плана сил согласно уравнению равновесия:

= 0

Принимаем масштабный коэффициент

Уравновешивающий (движущий) момент находим из уравнения:

3.3 Аналитический метод

3.3.1 Кинематический анализ

Для положения i= 2 скорости и ускорения точек и звеньев:

1.

5,87

(

() * + * (

((

+*

=768,94

9. V_S2= = 8.512

10. a_S2 =

= -0.944

3.3.2 Силовой анализ.

Силы и моменты сил инерции звеньев:

(



Расчетные схемы для силового анализа статически определимой структурной группы 2,3 и кривошипа 1 изображены на рисунках 12 и 13.

Рис.12

Рис.13

Из уравнений проекций сил на координатные оси и уравнений моментов находим реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент:

-(5830,418+3207,018+(-20140,0005))=11102,56 Н

=

=-3727,919 Н

-

-2051,3394+21,582=1708,9526 Н

-11102,56 Н

3727,919 Н

-11102,56-5830,418=-16932,978 Н

-(-3727,919)-2051,3394+21,582=1698,1616 Н

-0,048*3727,919+0,0275(-11102,56)-(-45,4089)=-438,8515 Н)

11102,56 Н

-3727,919+43,164=-3684,755 Н

11698,04 Н

Н

3.4. Результаты расчетов и их анализ

По результатам компьютерных расчетов построены графики ,, и годограф

Масштабный коэффициенты и ординаты графиков для положения №2:

6 Н/мм Y_F30 = -134 мм

40 Н/мм Y_F21 = = 142 мм

50 Н/мм Y_F23 = = 195 мм

40 Н/мм R_F10 = = 142 мм

Значение ординат для всех положений приведены в табл.:

№ полож.	YF30	YF21	YF23	RF10
1	2,8	50	148,8	49,9
2	-134	142	195	142,3
3	-8,2	73,4	43,4	74,4
4	-52,8	111,4	43,2	112,2
5	-71,7	149,3	45	150
6	-45,8	168,5	45,1	168,8
7	2,7	163,8	37,2	163,8
8	42,7	157,4	36,4	157,1
9	52,2	131,7	30,4	131,1
10	6,7	88,4	17,3	87,5
11	-44,7	78,2	11,3	77,4
12	13,45	51,6	67,7	50,8
13	2,8	50	148,8	49,9

Уравновешивающий момент М_ур является постоянным для всех положений совпадающий со значением приведенного момента движущих сил

Сопоставление результатов расчётов для положения №2:

Параметр	Единица измерения	Графический метод	Аналитический метод(на ПК)
VB	м/с	7,4	-6,613
VS2	м/с	9,4	8,516
	рад/с	47,6	45,49
аB	рад/с		-2382,98
aS2	м/с2	2340	2321,721
	рад/с2		-5425,44
F30	Н	1100	-806,157
F21	Н	6100	5673,469
F23	Н	-9600	9751,219
F10	Н	6100	5691,393
Мур	Н*м		30,356

Идентификаторы:

FMU-М_ур

F21-F₂₁

F23-F₂₃

F10-F₁₀

B10-_F10

F30-F₃₀

F1-

W2-

VB-V_B

VS-V_S2

E2-

AB-ab

AS-as₂

FM-М_И2

F2X-

F2Y-()

FI3-F_И3

FM1-М_И1



4. Проектирование кулачкового механизма

4.1 Задачи проектирования

Задачами проектирования кулачкового механизма являются:

1.определение основных размеров из условия выпуклости профиля кулачка.

2.определение профиля кулачка обеспечивающий заданный закон движения толкателя.

4.2 Определение кинематических характеристик

- Аналог ускорения

- Аналог скорости

- Аналог перемещения толкателя определяются следующим образом:

Фаза удаления
Закон постоянного ускорения (параболический закон изменения ускорения).	Экстремальные значения
= ,	h
Фаза возвращения
Косинусоидальный закон изменения ускорения	Экстремальные значения
	h

Выполняем расчет для положения n=8 и n=21.

Положение 8 (фаза удаления). Закон постоянного ускорения (параболический закон изменения ускорения).



Положение 21(фаза возвращения). Косинусоидальный закон изменения ускорения

Максимальные значения:

4.3 Определение основных размеров (аналитический метод

Из условия выпуклости профиля кулачка минимальный радиус-вектор профиля определяется следующим образом:



,

где - минимальное значение аналога ускорения толкателя,

- перемещение толкателя в том положении, где

Диаметр тарелки толкателя:

4.4 Определение полярных координат профиля кулачка

Полярные координаты (r,б) точек центрового профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя определяется следующим образом:

r_i=+

,

где

,причемм при удалении >0,

а при возвращении <0

Выполняем расчет координат точек центрового профиля кулачка для положений 8 и 21.

r₈==

r₂₁==

4.5 Исходные данные для компьютерного расчёта

Тип механизма - 3.

Вид синтеза - динамический.

Направление движения кулачка - по часовой стрелке.

Замыкание высшей пары - кинематическое.

Смещение толкателя - не задано.

Ход толкателя - h=0.08 м

Фазовые углы поворота кулачка:

Угол поворота кулачка град ц_у=70 град

Угол дальнего стояния ц_дс=10 град

Угол возвращения ц_в=60 град

Законы движения толкателя

При удалении - закон №1- закон постоянного ускорения (параболический закон изменения ускорения).

Отношение максимального ускорения к минимальному = 1.

При возвращении- закон№3- косинусоидальный закон изменения ускорения.

Расчет жесткости пружины - не выполнять.

4.6 Обработка результатов расчётов и их анализ

4.6.1 Построение графиков кинематических характеристик и угла давления.

По результатам компьютерных расчетов построены графики кинематических характеристик

Масштабные коэффициенты и ординаты графиков для положения i=8:

град/мм

мм



Значения ординат графиков для всех положений приведены в таблице:

№ полож.	, мм	, мм	,мм
1	0	0	72,0
2	0,4	7,3	72,0
3	1,5	14,6	72,0
4	3,3	22,0	72,0
5	6,0	29,1	72,0
6	9,3	37,0	72,0
7	13,3	44,0	-72,0
8	17,3	37,0	-72,0
9	21,0	29,1	-72,0
10	23,3	22,0	-72,0
11	25,3	14,6	-72,0
12	26,5	7,3	-72,0
13	27,0	0	-72,0
14	27,0	0	-120
15	26,5	-10,3	-116
16	25,3	-20,0	-104
17	23,3	-28,3	-85
18	21,0	-35,0	-60
19	17,3	-39,0	-31
20	13,3	-40,0	0
21	9,3	-39,0	31
22	6,0	-35,0	60
23	3,3	-28,3	85
24	1,5	-20,0	104
25	0,4	-10,3	116
26	0	0	120

4.6.2 Определение основных размеров (графический метод)

На основании графиков и строим упрощенную диаграмму используя значения и S_c. Из конца отрезка S''_min проводим луч под углом 45⁰ до пересечения с осью S в точке . Центр вращения кулочка должен быть выбран ниже точки . Из чертежа находим минимальный радиус вектор профиля кулочка:

(A)

4.6.3 Построение профиля кулачка

Профиль кулачка строим следующим образом. Проводим окружность радиуса и через её центр О линию движения толкателя, на которой наносим разметку хода толкателя в соответствии с графиком - точки и т.д.Используя метод обращения движения, от линии движения толкателя в направлении противоположном вращению кулачка, откладываем фазовые углы . Дуги, стягивающие углы и , делим на 12 равных частей в соответствии с графиком и отмечаем точки и т.д. Из этих точек проводим лучи в центр О, а из точек проводим дуги с центром в токе О до пересечения с соответствующими лучами. Из точек пересечения проводим перпендикуляры к лучам. Эти перпендикуляры определяют положение плоскости толкателя в обращённом движении. На них откладываем отрезки, равные соответствующим аналогам скоростей , получая точки и т.д. Соединив их плавной кривой, получаем профиль кулачка.



Выводы

Спроектирован кулачковый механизм минимальных размеров, обеспечивающий движение толкателя по заданному закону.

Парам.	Ед. измер.	Аналит. метод (на ПК)	Граф. метод
	м	0.364	0,367
	м	0.43	0,46
	град	55.5	57
	м	0.41	0,5
	град	98.6	100



Литература

1. Динамика машин и механизмов в установившемся режиме движения/П.П. Анципорович [и др.].-Минск:БНТУ,2011.-42с.

2. Синтез кулачковый механизмов/П.П. Анципорович [и др.].-Минск:БНТУ,2011.-80с.

3. Теория механизмов и машин: методическое пособие по курсовому проектированию/ П.П. Анципорович [и др.].-Минск:БНТУ,2011.-59с.

Размещено на Allbest.ru

...