Проектирование и исследование механизма крышкоделательной машины
и
.
Реакцию
направляем
перпендикулярно
звену BC
и найдём её из
условия:
Уравнения равновесия группы (2,3)
Принимаем
масштаб сил
Строим план сил группы(2,3):
Отрезки изображающие силы на плане:
Из плана сил находим:
Реакцию во внутренней кинематической паре
Уравнение равновесия звена 1
Принимаем
масштаб сил
Отрезки изображающие силы на плане:
Из плана сил находим
;
Сравнение результатов
IV. Проектирование зубчатых механизмов.
4.1 Проектирование планетарного редуктора
Параметры редуктора:
Формула Виллиса
откуда
Полученное соотношение представим в виде
,
в результате
чего числа
будут пропорциональны
соответственно
числам a,b,c,d.
Чтобы обеспечить условие соосности
вводим дополнительный множитель следующим образом
откуда следует, что
где q-коэффициент пропорциональности.
Рассмотрим следующие варианты:
Принимаем для расчётов вариант 1.
Проверка z1=50>17; z2=60>17; z’2=22≥20; z3-z’2=110>8.
Останавливаемся на этом варианте.
Условие соседства
Принимаем к = 3.
Проверяем передаточное отношение
Условие сборки
где D-наибольший общий делитель чисел z2=60 и z’2 =22; D=2.
-любое
целое число
Условие сборки выполняется.
Делительные начальные диаметры колёс редуктора:
d1=m∙z1=50∙2=100
d2=m∙z2 =2∙60=120 мм;
d’2=m∙z’2 =2∙22=44 мм;
d3=m∙z3 =2∙132=264 мм;
На листе 3 в масштабе 1:2 вычерчиваем схему редуктора в двух проекциях.
4.2 Построение картины эвольвентного зацепления
Рассчитаем размеры зубчатых колёс с числами зубьев zI =za=13 и zII =zb=19 со свободным выбором межосевого расстояния, нарезаемых стандартной инструментальной рейкой модуля m=3 мм (α=20˚;h*a=1;c*=0.25).
Минимальные коэффициенты смещения
Делительные диаметры
dI=m∙zI =3∙13=39 мм;
dII=m∙zII =3∙19=57 мм;
Делительное межосевое расстояние
a=0.5∙(dI+dII)=0.5∙(39+57)=48 мм.
Угол зацепления
По таблице
инвалют находим
угол
Межосевое
расстояние
Диаметры основных окружностей
dbI= dI cosα=39∙0.9397=36.65 мм;
dbII= dII cosα=57∙0.9397=53.56 мм;
Диаметры начальных окружностей
Диаметры окружностей впадин
Высота зуба
Диаметры окружностей вершин
Окружной делительный шаг
P=π∙m=3.14∙3=9.424 мм;
Угловые шаги колёс
Окружные делительные толщины зубьев
Окружные толщины зубьев по вершинам
Коэффициент перекрытия
На листе 3 в масштабе 10:1 строим картину эвольвентного зубчатого зацепления.
Из построений находим коэффициент перекрытия:
V.
Синтез кулачкового
механизма
5.1 Задачи и методы синтеза кулачкового механизма
Задачами синтеза кулачкового механизма являются:
определение основных размеров кулачкового механизма, в нашем случае радиуса основной шайбы Ro и эксцентриситета;
построение профиля кулачка.
Задачи синтеза могут быть решены аналитическими или графическими методами.
5.2 Исходные данные
Исходные параметры механизма приведем в таблице:
| Ход толкателя H, м | Фазовые углы | υдоп. | Законы движения | |||
|
φу. |
φд.с. | φв. | При удалении | При возвращении | ||
| 0.06 | 90 | 20 | 60 | 28 | Закон Шуна | Закон Шуна |
5.3 Определение основных размеров кулачкового механизма
5.3.1.Построение кинематических диаграмм законов движения толкателя.
Рабочий угол
кулачка:
90є+20+60є=170є;
Переведем его в радианы:
;
Фазовые углы в радианах равны:
;
;
Графики зависимости ускорения, скорости и перемещения толкателя от угла поворота построим аналитическим методом, используя формулы, описывающие закон движения Шуна.
График зависимости ускорения толкателя от угла поворота кулачка:
Расчёты выполним с помощью пакета MathCAD 2001 professional:
5.3.2 Определение минимального радиуса кулачка
Минимальные
размеры кулачка
определяются
из условия, что
угол давления
в проектируемом
механизме во
всех положениях
не превышает
заданного
максимально
допустимого
угла
. Для этого строим
совмещенную
диаграмму
,
которая получается
из диаграмм
и
путем графического
исключения
угла
.
К построенному
графику проводим
касательные
под углом
к оси
.
Точка пресечения
этих касательных
определяет
положение оси
вращения кулачка,
имеющего наименьший
радиус-вектор
.
Проведя прямую
на расстоянии
e от оси
,
найдем точку
пересечения
этой прямой
с касательной.
Принимаем эту
точку за ось
вращения кулачка.
Наименьший
радиус-вектор
равен:
;
5.4 Построение профиля кулачка
Выбираем
масштабный
коэффициент
.
Проводим
две окружности
радиусами
и e, затем вертикальную
линию, касательную
к окружности
радиуса e — линию
движения толкателя.
Радиус ролика
выбирается
наименьшим
из двух условий:
;
где
-наименьший
радиус кривизны
профиля кулачка.
Принимаем
.
Выбираем
на центровом
профиле ряд
точек, из которых
проводим окружности
радиусом
.
Огибающая этих
окружностей
есть действительный
профиль кулачка.
5.5 Определение зависимости угла давления от угла поворота кулачка
Расчет производим по формуле:
Данные расчёта сводим в таблицу .
Таблица 4.2.
| № пол | 0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 |
|
|
0 | 11.25 | 22.5 | 33.75 | 45 | 56.25 | 67.5 | 78.75 | 90 |
|
|
0.6є | 10є | 17.6є | 19.7є | 28є | 24.7є | 22.8є | 14є | 2.86є |
| № пол | 9 | 10 | 11 | 12 | 13 | 14 | 15 | 16 | 17 |
|
|
110 | 117.25 | 124.5 | 131.75 | 139 | 146.25 | 153.5 | 162.75 | 170 |
|
|
3.17є | 14.5є | 24.7є | 28.4є | 28.2 | 13.9 | 4.2є | 1.3є | 0.6є |
Список использованной литературы:
1. Г. Н. Девойно. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Минск. Вышэйшая школа. 1986.
2. С. А. Попов, Г. А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Высшая школа. Минск. 1998
3. И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин. Москва. Наука. 1988.