Теория механизмов и машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

"Воронежский государственный лесотехнический университет

имени Г.Ф. Морозова"

Кафедра механизации лесного хозяйства и проектирования машин

Курсовой проект

по дисциплине "Теория механизмов и машин"

Воронеж 2018

Задание на курсовой проект по ТММ

	Обозначения	Значения		Обозначения	Значения
Размер звеньев КШМ, мм AS2=AB/3	ОА	50	Макс. давление в цил., МПа	PiB, max	2,7
	АВ	200	Диаметр цилиндра, мм	D	45
Частота вращения колен. вала, об/мин	n	4800	Положение мех. при силовом расчете, град	ц	120
Массы звеньев, кг	m2	0,35	Фазовые углы поворота кулачка, град	цу = цв	105
	m3	0,36		цд	35
Моменты инерции звеньев, кг м 2	J1	0,007	Допускаемый угол давления, град	х доп	20
	J2	0,002	Ход толкателя, мм	h	15
			Отношение ускорений	а 1 / а 2	1,0

Содержание

Введение

1. Структурный анализ и кинематическое исследование механизма

2. Кинематический анализ механизма

3. Силовой анализ механизма

4. Определение момента инерции маховика

5. Синтез кулачкового механизма

Заключение

Список литературы

Введение

В ускоренном развитии науки и техники ведущая роль принадлежит машиностроению, продукцию которого должны отвечать высокое качество, надежность, экономичность и высокая производительность. Создание таких машин и механизмов, их квалификационная эксплуатация требует от будущих специалистов глубоких знаний в области проектирования и исследования машин и механизмов. В решении этих задач огромная роль принадлежит курсу теория машин и механизмов (ТММ). ТММ является основой для последующего изучения специальных дисциплин, посвященных проектированию машин различных областей техники, формирует знания инженера по конструированию, изготовлению и эксплуатации машин.

Целью курсового проекта является практическое освоение методики анализа и синтеза механизмов. Знание видов механизмов, их структуры, кинематических и динамических свойств необходимо для понимания принципов работ отдельных механизмов и их взаимодействие в машине.

1. Структурный анализ и кинематическое исследование механизма

В состав данного механизма входят следующие звенья: О - стойка; 1 - кривошип; 2 - шатун; 3 - ползун.

Рис. 1.1. а)Схема кривошипно шатунного механизма

б) Структурные группы Ассура

Рассчитаем количество степеней свободы механизма

W = 3n-2P2-P1, (1.1)

n = 3 - число подвижных звеньев;

P2 = 4 - число низших кинематических пар 5-го класса;

P1 = 0 - число высших кинематических пар 4-го класса:

W = 3-3-2-4 = 1.

Степень подвижности равна 1 - значит, что механизм имеет одно ведущее звено (кривошип). кинематический механизм динамический

Класс механизма определяется по старшинству структурной группы Ассура. Старшая группа 2-го класса значит механизм второго класса.

Структурная формула механизма:

I(0;1)>II2(2;3). (1.2)

Читается так Механизм первого класса, состоящий из звеньев 0 и 1, присоединяется к группе Ассура II -го класса, 2 -го порядка, состоит из звеньев 2 и 3.

2. Кинематический анализ механизма

Строим 12 планов механизма в масштабе = 0,002 м/мм.

Откладываем отрезок ОА =Lоа/ = 0,05/0,002 = 25 мм. Этим отрезком, как

радиусом, проводим окружность, которую делим на 12 равных частей. Получая 12 положений точки А. Устанавливая одну точку циркуля в точке А о … А 11

делаем засечки радиусом

на оси цилиндра, проведенной вертикально через точку 0. Засечки указывают положение точки В 0…В 11. Из точки А на вертикальной оси отмечаем положение ползуна отрезком АВ.

Построение планов скоростей

Определяем угловую скорость ведущего звена

и окружную скорость точки А



Определяем скорость точки В. Составляем векторное уравнение скорости точки В при ее движении относительно точки А

(1.3)

Строим планы скоростей. Из полюсов проводим отрезки Ра = 50,2 мм перпендикулярно звену АО в сторону угловой скорости щ1. Определяем масштаб планов скоростей

Из точек а планов скоростей проводим линии перпендикулярно звену АВ, а из полюсов Р линии параллельно направляющей звена 3. На пересечении этих линий находятся точка b, а отрезки рb - векторы скоростей Vb.

Скорость точки S2 найдем из теоремы подобия. Делим отрезок ab на плане скорости в том же отношении, что и звено АВ, то есть

Затем соединяем точку S2 с полюсом Р и находим вектор скорости Vs2.

По планам скоростей определяем скорости всех точек для 12-ти положений механизма и сносим в таблицу 1.1

Определим скорости точек механизма по величине (пол.4):

Определим угловую скорость звена 2.

с-1

Таблица 1.1

Значения скоростей характерных точек механизма

ПОЗИЦИЯ	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Vа, м/c	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1	25,1
PВ, мм	0	30,9	49	50,25	37,8	19,9	0	19,9	37,8	50,25	49	30,9
	0	15,45	24,5	25,1	18,9	9,95	0	9,95	18,9	25,1	24,5	15,45
аb, мм	50,25	43,7	26	0	26	43,7	50,25	43,7	26	0	26	43,7
	25,1	21,85	13	0	13	21,85	25,1	21,85	13	0	13	21,85
PS2, мм	33,5	39,7	48,3	50,25	44,85	37,3	33,5	37,3	44,85	50,25	48,3	39,7
, м/с	16,75	19,85	24,15	25,13	22,43	18,65	16,75	18,65	22,425	25,1	24,15	19,85

Таблица 1.2

Определяем угловую скорость звена.

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
, рад/с	125,625	109,25	65	0	65	109,25	125,625	109,25	65	0	65	109,25

Построение планов ускорений определяем ускорение точки А ведущего звена

Определяем ускорение точки В. Записываем векторное уравнение для абсцисс ускорения точки В при ее движении относительно точки А.

(1.4)

Строим план ускорений. Из полюса р проводим отрезок, ра = 63,2 мм, параллельную звену АО, направленному от точки А к точке 0, и определяем масштаб планов ускорений

Определяем нормальное ускорение а nВА.

Положение 4:

Положение 11 :

Из точки a плана ускорений откладываем отрезок an:

Положение 4:

Положение 11:

Отрезок an откладываем, параллельно звену АВ и направляется от точки В к точке А.

Из точки n проводим линию действия вектора перпендикулярно звену АВ, а из полюса р линию действия параллельно направляющей звена 3. На пересечении этих линий находится точка b, a отрезок рb в масштабе изображает ускорение аВ.

Ускорение центра масс S2 найдем из теоремы подобия

(1.5)

На основании планов ускорений находим ускорение точек

кинематических пар механизма.

Положение 4:

Положение 11:

Определяем угловые ускорения звена 2.

Положение 4 (1.6)

Положение 11:

Построение кинематических диаграмм

Наглядное представление о законе движения интересующего нас звена или точки дают кинематические диаграммы, т.е. графические изображения кинематических передаточных функций. Эти диаграммы могут быть построены методом графического дифференцирования функции положения механизма (S(ц) или ш(ц)). При этом функция положения определяется после построения в масштабе ряда положений механизма, соответствующих одному кинематическому циклу, т.е. одному обороту ведущего звена. Планы механизма строятся в масштабе.

,

Построение диаграммы перемещений s = s(t)

Для построения диаграммы S(ц) проводим оси координат S и ц (рис. 3, а). На оси ц откладываем 12 равновеликих отрезков, соответствующих положениям кривошипа. Через точки 1, 2, 3, и т. д. проводим ординаты и откладываем на них отрезки 1-1', 2-2', 3-3', т. д., равные координатам точки B, отсчитываемым от крайнего нижнего положения BН. Соединяя точки 0, 1', 2', 3', …, 12' плавной кривой, получим диаграмму S(ц).

Масштаб перемещений точки В - мS [м/мм], равен масштабу планов механизма мl, если отрезки, изображающие перемещение ползуна были перенесены на диаграмму без изменения размеров. В противном случае необходимо пересчитать мS . Масштаб углов ц по оси абсцисс диаграммы S(ц) равен

(1.7)

где Х=180 мм - отрезок по оси ц, изображающий полный оборот кривошипа (2р).

Построение диаграммы скорости v = v(t)

Для построения диаграммы Vq(ц) графически продифференцируем диаграмму S(ц) по методу хорд. На участках изменения угла ц кривую S(ц) можно с достаточной степенью точности заменить рядом хорд 0-1', 1'-2', 2'-3' и т.д. Следовательно, движение с непрерывно меняющейся скоростью заменяется движением с различными, но постоянными для каждого участка скоростями. Скорость на каждом участке считается равной средней скорости истинного движения.

Координатные оси графика Vq(ц) выбираются так, чтобы ось ординат этого графика находилась на одной прямой с осью ординат графика S(ц). Ось абсцисс графика Vq(ц) разбивается на участки, равные соответствующим участкам диаграммы S(ц). На оси абсцисс выбирается полюс P, отстоящий на полюсном расстоянии H от начала координат. Из полюса P проводятся лучи Р-1'', Р-2'', Р-3'' и т.д., параллельные соответствующим хордам 0-1', 1'-2', 2'-3' и т.д. Эти лучи отсекают на оси Vq отрезки пропорциональные средним скоростям на соответствующих участках. Откладывая эти отрезки в виде ординат посередине соответствующих промежутков и соединив их плавной кривой, получим график аналога скорости. Построенная таким образом диаграмма с достаточной точностью выражает закон изменения скорости исследуемой точки В.

Построение диаграммы ускорений a = a(t).

Таким же приёмом дифференцируя график Vq(ц) строится диаграмма аналога ускорения исследуемой точки аq(ц) (рис. 3, в).

Определение масштабных коэффициентов мs, мv, мa, мt, мц построенных диаграмм.

Масштабный коэффициенты по оси ординат полученных диаграмм определяются по формулам:

(1.8)

(1.9)

(1.10)

.

3. Силовой анализ механизма

Исходные данные

Размеры звеньев механизма: l ОА= 0,05 м, l АВ = 0,2 м, l AS2= 1/З l АВ. Масса звеньев механизма: m2 = 0,35 кг, m 3= 0,36 кг. Момент инерции звена 2 Is2 = 0,002кг ·м 2 . Максимальное давление в цилиндре Рmах = 2,7 МПа. Диаметр цилиндра d =45 мм

Положение кривошипа для силового анализа ц1 = 120°. Ускорения звеньев механизма as2 = 10020 м/с 2, аВ = 7920 м/с 2, е2= 54900 рад/с 2.

Определяем движущую силу, действующую на поршень:

Pдв = Рmax (Р i/ Pmax) = 2,7(Рi / Ртах) =

= 0,00429 х(Р i / Ртах)xмxН = 4,29 х(Р i / Ртах) кH. (2.1)

Положение при ц1 =120° может соответствовать сжатию или расширению, т.к. в условии задачи не оговорено, какой совершается процесс в цилиндре, выбираем расширение по индикаторной диаграмме

Рi / Ртах = 0,14

Pдв = 4,29 х 0,14 = 0,601 кН = 601 Н. (2.2)

Определяем силы тяжести звеньев механизма

G2 = m2g =0,35·9,81=3,43 H

G2 = m2g = 0,36·9,81=3,53 H (2.3)

Определяем силы инерции звеньев

РИ 2 = m2•aS2 = 0,35•10020= 3507 Н,

РИ 4 = m4•aS4 = 0,36•7920 = 2851 Н (2.4)

Определяем момент от сил инерции звена 2:

МИ 2 = IS2•е2 = 0,002•54900 = 109,8 Н·м; (2.5)

Определяем пару сил, действующих на звено 2;

P Ми 2 = Mи 2/l ав = 109,8/0,2 = 549 Н. (2.6)

Составляем сводную таблицу 3.1 расчетных значений сил.

Таблица 3.1

Расчетные значения сил

№ звена	Gi,H	Pиi, Н	Миi Н	PMui, Н	Pдв, Н
2	3,43	3507	109,8	549	-
3	3,53	2851,2	-	-	601

Определяем силы, действующие на структурную группу Ассура.

сначала выбираем структурную группу Ассура 2-3.

Звено 2 является шатуном, к центру масс которого прикладываем силу инерции Pи 2, силу тяжести G2, момент от сил инерции Миi, реакцию R12, которую раскладываем на составляющие: нормальную Rn12, направленную вдоль звена, и тангенциальную Rф12, перпендикулярную звену, силу инерции Ри 3, силу тяжести G3.

Составляем сумму моментов всех сил, действующих на звено 2,

относительно точки В УMBi = 0.

Решаем уравнение моментов и находим реакцию Rф12

(2.7)

Составляем векторную сумму всех сил, действующих на структурную группу, и находим реакции R n12 и R03

R n12 + R ф12 + G2 + Pи 2 + G3 + Pи 3 + Pдв + R03 = 0. (2.8)

Строим план сил в масштабе .

Из точки 0 проведем отрезок (0-1) = Rф12/мP = 1864/50 = 37,3 мм;

Из точки 1 проведем отрезок (1-2) = G2/ мP = 3,4/50 = 0,1 мм;

Из точки 2 проведем отрезок (2-3) = Pи 2/ мP = 3507/50 = 70,1 мм;

Из точки 3 проведем отрезок (3-4) = G2/ мP =3,5/50 = 0,1 мм;

Из точки 4 проведем отрезок (4-5) = Pи 3/ мP = 2851/50 = 57 мм;

Из точки 5 проведем отрезок (5-6) =Pдв / мP = 601/50 = 12 мм.

Затем из точки 0 проводим линию, параллельную шатуну 2, а из точки 6 -линию, перпендикулярную направляющей ползуна 3, и замыкаем векторный многоугольник сил в точке 7. Находим реакции

R12 = R n12 + R ф12;

R12 = (1-7) · мP = 133,7 · 50 = 6685 Н;

R03 = (6-7) - мP = 13,1·50 = 655 Н.

Прикладываем к точке А ведущего звена реакцию R21 = - R12.

Составляем сумму моментов относительно точки 0. Решаем уравнение моментов и находим уравновешивающую силу:

P ур = R21·hR21/OA = 6685·12,89/25 = 3446,8 Н. (2.11)

Составляем векторное уравнение всех сил, действующих на ведущее звено:

Pур + R21 + R01 = 0. (2.12)

Строим план сил в масштабе мP = 100 Н/мм.

Из точки 0 проводим отрезок (0-1) = Рур / мP = 3447/100 = 34,47 мм

Из точки 1 проводим отрезок (1-2) = R21/ мP = 6685/100 = 66,85 мм

Замыкаем векторный многоугольник, соединив точки 02. Находим реакцию:

R01 = (0-2) мP = 57,3 · 100 = 5730Н

Строим план скоростей механизма, повернутый на 90є в любую сторону. Рассматриваем план скоростей как жесткий рычаг, и по методу Жуковского, определяем уравновешивающую силу Рур. Буквенные обозначения на плане механизма соответствуют буквенным обозначениям на плане скоростей. К точкам на плане скоростей, соответствующим центрам масс звеньев на плане механизма, прикладываем силы, действующие на звенья механизма. Составим уравнение моментов относительно полюса и определяем уравновешивающую силу

-P* ур ·ра + Рдв ·рb - Ри 3·рb + Ри 2 ·hРи 2 + G3 рb + G2hG2- РМи 2 · ab = 0

Р*ур = 3447 Н.

Сравниваем значение уравновешивающих сил, полученных двумя способами:

ДРур < 5 %.

4. Определение момента инерции маховика

Построение диаграммы суммарного приведенного момента от действия сил давления газов и сил тяжести.

При определении момента инерции махового колеса вместо исследования всей машины под действием заданных сил рассмотрим действие приведенных моментов инерции. В качестве звена приведения принимаем кривошип, а в качестве точки приведения - палец кривошипа. Суммарный приведенный момент от действия сил тяжести и сил давления газов в цилиндре.

По величине МпрD+g строится графическая зависимость суммарного приведенного момента в функции угла поворота кривошипа

МпрD+g = f(ц).

График строится в прямоугольной системе координат в масштабах:

по оси моментов

по оси положений кривошипа мц=0,0524 рад/мм.

Построение диаграммы работ движущих сил и сил сопротивления.

Избыточная работа машины.

Под диаграммой

МпрD+g = f (ц)

строим диаграмму работ сил давления газов и сил тяжести АD+G = f (ц), которая получается графическим интегрированием диаграммы приведенного момента.

АD+G = dц.

Полюсное расстояние при интегрировании: Н=19 мм. Масштабы осей углов поворота кривошипа у обеих диаграмм одинаковы.

Тогда масштабный коэффициент для оси работ

мА=мф·мм·Н = 0,0524·2·9,5 = 1 Дж/мм.

Приведенный момент от действующих сил сопротивления Мпр считаем постоянным. Тогда диаграмма работы момента Мпрc будет представлять собой прямую. Маховик рассчитывается для периода установившегося движения механизма. Поскольку при установившемся движении за один оборот кривошипа работа движущих сил должна быть равна работе сил сопротивлений, то конечные ординаты работ АD+G и АС должны быть равны по абсолютной величине.

Положе ние	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
ТАКТ	Впуск	Сжатие
Рдв	42,9	42,9	42,9	40,5	35,3	0,0	0,0	0,0	9,6	50,1	190,8	858,0
Vв	0	15,45	24,5	25,13	18,9	9,95	0	9,95	18,9	25,125	24,5	15,45
VвР 0	0	0	0	0	0	0	180	180	180	180	180	180
Vs2	16,75	19,85	24,15	25,13	22,43	18,65	16,75	18,65	22,425	25,125	24,15	19,85
Vs2 G2	90	47	20,5	0	22	51	90	52,3	22	180	20,5	47
Vв	0	15,45	24,5	25,13	18,9	9,95	0	9,95	18,9	25,125	24,5	15,45
VвG3	0	0	0	0	0	0	180	180	180	0	180	180
МпрD+g	0,00	1,52	2,42	2,37	1,60	0,15	0,00	0,01	-0,35	-2,50	-9,32	-26,39
Положе ние	12	13	14	15	16	17	18	19	20	21	22	23
ТАКТ	Расширение	Выпуск
Рдв	1239,4	3322,8	1537,4	942,2	595,1	446,2	247,3	42,9	42,9	42,9	42,9	42,9
Vв	0	15,45	24,5	25,13	18,9	9,95	0	9,95	18,9	25,125	24,5	15,45
VвР 0	0	0	0	0	0	0	180	180	180	180	180	180
Vs2	16,75	19,85	24,15	25,13	22,43	18,65	16,75	18,65	22,425	25,125	24,15	19,85
Vs2 в 2	90	47	20,5	0	22	51	90	129	158	180	159,5	133
Vв	0	15,45	24,5	25,13	18,9	9,95	0	9,95	18,9	25,125	24,5	15,45
VвG3	0	0	0	0	0	0	180	180	180	180	180	180
МпрD+g	0,00	102,33	75,26	47,44	22,65	8,98	0,00	-1,00	-1,89	-2,49	-2,42	-1,52

Соединяя начало и конец диаграммы АD+G = f(ц) прямой линией, получим диаграмму работ сил сопротивлений АС=f(ц). График приведенного момента сил сопротивлений МСпр = f(ц) получим из диаграммы работ сил сопротивлений АС=f(ц), графически продифференцировав ее.

График изменения кинетической энергии механизма ДЕ= f(ц) строится совмещенно с графиками АD+G = f(ц) и АС=(ц) путем алгебраического суммирования ординат диаграмм

АD+G = f((p) и АС=f((p).

Масштабный коэффициент мЕ по оси ординат диаграммы ДЕ=f(ц) равен масштабному коэффициенту мА.

Построение диаграммы приведенного момента инерции механизма.

Приведенным к ведущему звену моментом инерции механизма Jпр называется такой условный момент инерции, при котором кинетическая энергия ведущего звена равна сумме кинетических энергий всех звеньев.

Для заданного кривошипно-ползунного механизма, у которого звенья совершают вращательное, поступательное и сложное плоско-параллельное движение, приведенный момент инерции определяется по формуле

Таблица 1.4

Величины Jпр и данные для его расчета

Положение	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
ab	50,25	43,7	26	0	26	43,7	50,25	43,7	26	0	26	43,7
ps2	33,5	39,7	48,3	50,25	44,85	37,3	33,5	37,3	44,85	50,25	48,3	39,7
pb	0	30,9	49	50,25	37,8	19,9	0	19,9	37,8	50,25	49	30,9
ра	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25	50,25
Jпр, кг·м 2	0,008	0,008	0,009	0,009	0,008	0,008	0,008	0,0077	0,0082	0,0088	0,0087	0,008

По величинам Jпр строится графическая зависимость приведенного момента инерции и функции угла поворота кривошипа Jпр=f (ц). График строят в масштабах:

- по оси моментов инерции мJ=0,0002 кг·м 2/мм

- мц=0,0524 рад/мм.

4.7 Определение момента инерции махового колеса по методу проф. Ф. Виттенбауэра. Определение момента инерции махового колеса по способу проф. Ф. Виттенбауэра производится на основании закона изменения кинетической энергии, который применяется по всей машине.

Диаграмма энергомасс и Е=f(Jпр) строится методом графического исключения общей переменной ц из диаграммы изменения кинематической энергии ДЕ=f(ц) и диаграммы проведенных моментов инерции звеньев механизма Jпр= f(ц).

К диаграмме Виттенбауэра проводятся две касательные под углами шmax и шmin, которые определяются по следующим формулам:

.

Момент инерции махового колеса определяется по формуле

Маховое колесо выполняют в виде тяжелого обода, соединенного со ступицей тонким диском или спицами. Средний диаметр маховика и принимаем D=0,25 м.

Масса обода махового колеса

кг.

Масса маховика с учетом массы спиц и ступицы

mм = 1,3 · mоб = 1,3 * 4,63 = 6 кг.

Площадь поперечного сечения обода

Ширина сечения обода

Высота сечения обода

Диаметр отверстия под коленчатый вал принимаем dотв=40 мм.

Диаметр ступицы: dст=2 * dотв = 2 * 40 = 80 мм.

5. Синтез кулачкового механизма

Рис. 5.1 Тип кулачкового механизма Рис. 5.2 Закон движения толкателя Фазовый угол подъема толкателя ц n = 105є.

Фазовый угол верхнего выстоя цВВ = 35є.

Фазовый угол опускания толкателя ц0 = 105є.

Допускаемый угол давления х =20є.

Максимальный ход толкателя h = 15 мм.

Рассматриваем рабочий угол

ц p = ц n + цВВ + ц 0 =105 + 35 + 105 = 245є.

На оси откладываем рабочий угол на длине отрезка Xp = 122,5 мм и рассчитываем масштаб оси фазовых углов в градусах на мм

мц0 = цр/Xp = 245/122,5 = 0,5 град/мм, (3.1)

и в радианах на мм

мц = р мц0/180 = р 2/180 = 0,0349рад/мм. (3.2)

Откладываем отрезки фазовых углов подъема

Хn = ц n/мц0 = 105/2 = 52,5 мм; (3.3)

опускания

X0 = Xn = 52,5 мм.

И верхнего выстоя

XBB = ц BB /мц00 = 35/2 = 17,5 мм. (3.4)

Определяем максимальные значения перемещения Smax = h = 0,015 м аналога скорости

(dS/dQ)max = 2h/ цn;

ц n = р 105/180 = 1,832 рад.

(dS/dц)max = 2·0,015/1,832 = 0,0164 м (3.5)

и аналога ускорения

(d2S/dц2)max = 4· h/ ц n 2 = 4·0,015/1,8322 = 0,0179 м. (3.6)

Определяем максимальные высоты графиков при масштабе мS = 0,0005.

Ymax = Smax/мS = 0,015/0,0005 = 30 мм;

Y' max = (dS/dц)max /м S = 0,0164/0,0005 = 32,75 мм; (3.7)

Y' max = (d2S/dц2)ma/м S = 0,0179/0,0005 = 35,75 мм.

Строим все графики в одном масштабе. Определяем полюсные расстояния

H1 = H2 = 1/мц = 1/0,0349 = 28,65 мм

Строим диаграмму аналога ускорения. Откладываем по оси d2S/dц2, Y''max = 32,75 мм и Y'min = -32,75 мм. Т. к. фазовые углы подъема и опускания равны, то на фазе опускания график имеет зеркальное отображения.

Диаграмму аналога скорости строим графическим

интегрированием диаграммы аналога ускорения. Отмечаем положение полюса Р 1 на величине полюсного расстояния Н 2 = 28,65 мм. Из полюса проводим два луча: один к Y''max, другой к Y''min, а на диаграмме аналога скорости dS/dц проводим наклонные линии, параллельные лучам. Диаграмма аналога скорости имеет вид треугольника.

Диаграмму перемещения строим графическим интегрированием диаграммы скорости. Отмечаем положение полюса Р 2 на величине полюсного расстояния Н 2 = 28,65 мм. Делим фазовые углы подъема и опускания на 6 равных частей и на каждом из полученных участков, равных 1/6 ц n и 1/6 ц0. Трапецию заменяем равновеликим (равным по площади) прямоугольником. Отмечаем высоту прямоугольника по оси dS/dц и из полюса Р 2 проводим лучи. Затем на диаграмме перемещения S на каждом участке проводим линию параллельно лучу получаем ломаную кривую, которую заменяем плавной линией.

По диаграмме перемещения и аналога скорости строим диаграмму зависимости S' (dS'/dц). Т. к. диаграммы S' и dS'/dц построены в одном масштабе, то используем графический способ построения параллельно оси ц: проводим горизонтальные линии положения толкателя, а перпендикулярные линии положения толкателя аналога скорости проводим, изменив их направление на 90є при помощи наклонной линии, проведенной под углом 45є. Полученные одноименные точки пересечения соединяем главной кривой.

К полученной диаграмме проводим две касательные под углом допускаемого давления хдоп = 20є, точка пересечения 0 является центром окружности минимального радиуса кулачка

r0 = (A00)·м S = 74,28·0,0005 = 0,0371 м.

Все точки, соответствующие заштрихованной области, обеспечивают положение центра вращения кулачка, при котором в любом положении толкателя угол давления будет меньше допускаемого угла давления.

Строим профиль кулачка в масштабе м? = мs = 0,0005 м/мм.

Радиусом r0 в масштабе м? проводим окружности и от вертикальной оси откладываем фазовый угол подъема ц n = 105є, фазовый угол верхнего выстоя цВВ=35є и фазовый угол опускания ц0 = 105є. Делим фазовые углы подъема и опускания на 6 равных частей и проводим из центра 0 лучи, на которых откладываем перемещение толкателя от окружности радиуса r0, соединяем полученные точки и получаем теоретический профиль кулачка. Теоретический профиль представляет центроиду центра ролика. Определяем минимальный радиус наибольшей кривизны теоретического профиля. Откладываем от точки К две равные хорды и из их середины проводим перпендикуляры, на пересечении которых лежит центр кривизны ее минимального радиуса.

сmin = (0К) · м? = 74,6· 0,0005 = 0,037 м.

Определяем радиус ролика двумя способами:

r = 0,8·сmin = 0,8·0,037 = 0,03 мм;

r = 0,4· с0 = 0,4·0,037 = 0,015мм; (3.8)

принимаем r = 0,02 мм.

Проводим окружности роликов радиусом r = 0,02 мм в масштабе м?.

r=0,02/,0005=40 мм

Затем по касательным к окружностям проводим фактический профиль кулачка.

Заключение

В ходе выполнения данного курсового проекта мы провели работу по изучению и определению кинематического, силового анализа механизма, определили момент инерции маховика и провели синтез кулачкового механизма.

В первом разделе мы определили, что наш механизм является механизмом второго класса.

Во втором разделе мы определили кинематические характеристики механизма с помощью построений планов положений механизма, планов скоростей и ускорений, и с помощью построения кинематических диаграмм S = S(t); V = S(t); a = S(t). С помощью этого мы определили скорость каждой точки в ее положении, ускорения и перемещения от ВМТ до НМТ.

В третьем разделе мы определили силы сопротивлению резанию, определили результирующие силы, силы тяжести звеньев, Уравновешивающую силу двумя методами: 1 - при помощи построения планов сил; 2 - метод. Проф. Жуковского.

В четвертом разделе мы определили момент инерции маховика и исходя из этого определили размер маховика, и выполнили его эскиз.

В пятом разделе провели синтез кулачкового механизма. Определили движение толкателя, скорость и ускорение по кинематическим диаграммам зависимости перемещения S = f(ц) аналога скорости S' = f(ц) и аналога ускорения S''= f (ц).

Определили минимальный радиус кулачка, построили профиль кулачка.

Список литературы

Гончаров, П.Э. Теория механизмов и машин [Текст]: учебное пособие по проектированию для студентов специальностей 150200 -Автомобиль и автомобильное хозяйство и 170400 - Машины и оборудование лесного комплекса/ Гончаров П.Э., Попиков П.И., Дорохин СВ., Шабанов М.Л. Воронеж: ВГЛТА. 2007. - 107с.

Артоболевский, И.И. Теория механизмов и машин [Текст]: учебник для вузов. - 4-е издание перераб. и доп. - М.: Наука. - 680с.

Размещено на Allbest.ru

...