Механізм приводу щокової дробарки
Курсова робота
З дисципліни: «Теорія машин і
механізмів»
На тему: «Механізм приводу
щокової дробарки»
Зміст
Глава 1. Кінематичне дослідження шарнірно-важільного
механізму
. Структурний аналіз механізму
. Кінематичне дослідження механізму
Глава 2. Силове дослідження шарнірно-важільного механізму
. Кінетостатичне дослідження механізму
. Силове дослідження механізму першого класу
Глава 3. Визначення моменту інерції маховика
. Побудова графіка зведеного моменту сил опору
. Побудова графіка робіт сил опору
. Побудова графіка надлишкової роботи
. Масштабні коефіцієнти побудови графіків
. Побудова графіка зведених моментів інерції Ізв.
. Побудова діаграми Віттенбауера
. Визначення геометричних розмірів маховика
Глава 4. Геометричний синтез зовнішнього евольвентного
нульового прямозубого зачеплення
. Визначення геометричних параметрів зубчастого
зчеплення
Глава 5. Синтез кулачкового механізму
. Побудова графіка кутового переміщення штовхача
. Порядок побудови кулачкового механізму з плоским
штовхачем
Література
Глава 1. Кінематичне дослідження
механізму
1. Структурний аналіз
механізму
привід щокова
дробарка штовхач
Зображуємо структурну схему
механізму.
Рис. 1
Нумеруємо ланки і позначаємо кінематичні пари.
Складаємо таблицю кінематичних пар.
Назва КП
|
О1
|
А
|
В
|
В1
|
О3
|
С
|
О4
|
Ланки КП
|
0-1
|
1-2
|
2-3
|
2-4
|
4-0
|
3-5
|
5-0
|
Клас КП
|
5
|
5
|
5
|
5
|
5
|
5
|
5
|
Вид руху
|
Оберт.
|
Оберт.
|
Оберт.
|
Оберт.
|
Оберт.
|
Оберт.
|
Оберт.
|
Знаходимо ступінь рухомості за формулою Чебишева:
W =
3n-2p5-p4 = 3∙5-2∙7 = 1
де n
- число рухомих ланок;
р5 - число кінематичних пар пятого класу;
р4 - число кінематичних пар четвертого класу.
Ділимо важільний механізм на групи Ассура.
Виділяємо структурну групу з ланок 4 - 3.
) n = 2; p5 = 3;
)W=3×2-2×3=0;
Група Асура 2 класа, 2 порядку, 2 виду.
Рис.2
Виділяємо структурну групу з ланок 2 - 5.
1) n = 2; p5 = 3;
2) W = 3∙2 - 2∙3 = 0;
Група Асура 2 класа, 2 порядку
1 виду.
Рис. 3
Виділяємо механізм першого класу, який складається з ланок 0
- 1.
Рис. 4
В загальному, розглянутий механізм
другого класу (за класом вищої групи Аcсура).
Структурна формула даного важільного механізму: І1→
ІІ21→ II22 .
2. Кінематичне дослідження
механізму
Задачами кінематичного дослідження є побудова планів положень
механізму, траекторій окремих точок, швидкостей і прискорень ланок механізму.
Дані для кінематичного розрахунку ланок механізму.
Розміри ланок важільного механізму :
LOA=0,14 м ; LАВ=1,2 м ; LВС=1,2 м, LО4C=0,8 м ; LО3В=1,1м ;=
0,5· AB = 0,5·1,2= 0,6 м, BS3= 0,5· BС = 0,5·1,2= 0,6 м,S4= 0,5· O4C = 0,5·0,8=
0,4 м ;
wn-1=25; w1=13,4 c-1 .
Знаходження масштаба плана побудови:
mL = LOA /OA = 0,14/28= 0,00 м/мм .
Побудова плану швидкостей важільного механізму (для полож. №
1).
Для прикладу побудуємо план швидкостей для першого положення
механізму.
Знаходимо швидкість точки А.=LOA ×w1 = 0,14×13,4 = 1,88 м/с .
В довільному масштабі з довільної точки відкладаємо відрізок
Рvа, що зображає швидкість точки А (перпендикулярно до кривошипа ОА в напрямку
w1).
Знаходимо масштаб побудови плана швидкостей:
mv = Vа/(Рva) = 1,88/50 = 0,0376 (м/с)/мм .
Для знаходження швидкості точки B запишемо систему векторних
рівнянь:= VА + VBA;= VC + VВC .
Точка b буде лежати на перетині лінії, яка проходить через
точку a перпендикулярно до ланки OA, з лінією, що проходить через точку Рv
перпендикулярно до ланки BC.
Знаходимо дійсне значення швидкості ланок механізму:О3В =
(Рvb)×mv
= 25,04×0,0376 = 0,94 м/с .АВ = (ab)×mv = 56,72×0,0376 =2,13м/с .
Знаходимо кутову швидкість обертання ланки O1A :
ω2 = VАB/LВA = 2,13/1,2
=1,78рад/с .
Аналогічно знаходимо кутові швидкості ланок ВС і ВD :
ω 3 = VBC/LВC = 0,5/1,2 =
0,42рад/с .
ω 4 = VС/LО4С = 0,69/0,8 =
086рад/с .
ω 5 = VО3В/LО3В=0,94/1,1 =
0,85рад/с .
Аналогічно будуємо плани швидкостей для інших положень
мeханізму.
Будуємо таблицю значень лінійних і кутових швидкостей ланок
механізму:
Значення лінійних та кутових
швидкостей ланок механізму
Позначення
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12/0
|
Ра, мм
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
VА,м/с
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
1,88
|
Pb, мм
|
25,04
|
44,48
|
55,61
|
55,34
|
40,83
|
11,57
|
26,44
|
57,89
|
67,17
|
53,51
|
27,86
|
-
|
VB,м/с
|
0,94
|
1,67
|
2,09
|
2,08
|
1,54
|
0,44
|
0,99
|
2,18
|
2,53
|
2,01
|
1,05
|
-
|
Pc, мм
|
18,4
|
33,95
|
45,46
|
48,61
|
38,22
|
11,24
|
25,43
|
52,56
|
56,18
|
41,12
|
20,22
|
-
|
VC,м/с
|
0,69
|
1,28
|
1,71
|
1,83
|
1,44
|
0,42
|
0,96
|
1,98
|
2,1
|
1,55
|
0,76
|
-
|
АВ,мм
|
56,72
|
50,81
|
35,34
|
13,01
|
13,9
|
41,99
|
63,46
|
65,93
|
43,2
|
5,91
|
28,52
|
-
|
VAB,м/с
|
2,13
|
1,91
|
1,33
|
0,49
|
0,52
|
1,58
|
2,39
|
2,48
|
1,62
|
0,22
|
1,07
|
-
|
ВС,мм
|
13,36
|
23,41
|
29,16
|
29,6
|
22,72
|
6,65
|
15,05
|
31,41
|
35,35
|
28,01
|
14,83
|
-
|
VBC,м/с
|
0,5
|
0,88
|
1,1
|
1,11
|
0,85
|
0,25
|
0,57
|
1,18
|
1,33
|
1,05
|
0,56
|
-
|
ωАВ,рад/с
|
1,78
|
1,6
|
1,1
|
0,38
|
0,43
|
1,32
|
2
|
2,1
|
1,35
|
0,18
|
0,89
|
-
|
ωВС,рад/с
|
0,42
|
0,73
|
0,92
|
0,93
|
0,71
|
0,21
|
0,48
|
0,98
|
1,11
|
0,88
|
0,47
|
-
|
ωВО3,рад/с
|
0,85
|
1,52
|
1,9
|
1,89
|
1,4
|
0,4
|
0,9
|
1,92
|
2,3
|
1,83
|
0,95
|
-
|
ωСО4,рад/с
|
0,86
|
1,6
|
2,14
|
2,29
|
1,8
|
0,53
|
1,2
|
2,48
|
2,63
|
1,94
|
0,95
|
-
|
Побудова плану прискорення важільного механізму (для
положення № 8).
Знаходимо прискорення точки A= w12·lOA = 13,42·0,14 = 25,14
м/с2 .
В довільному масштабі з довільної точки Ра паралельно
кривошипу АО в напрямку, який співпадає з напрямком від точки А до т.О (так,як
доцентрове прискорення) відкладаємо відрізок Раа, який зображує прискорення
точки А.
Знаходимо масштаб плана прискорень:
ma = a/(Paa) = 25,14/100 =0,2514 (м/с2)/мм
Для знаходження прискорення точки B, запишемо систему
векторних рівнянь:= aA + aBAt + aBAn ;
аB = aC + aВCn + aВCt .
Для побудови прискорення точки B на плані прискорень
виконуємо слідуючі операції :
з точки а відкладаємо відрізок аn2 , що відповідає
нормальному рискоренню ланки АВ - aBAn , паралельно АВ в напрмку від В до А,
аналогічно з точки Ра відкладаємо відрізок Раn3, паралельно ВО3 в напрямку від
В до О; він відповідає нормальному прискоренню ланки ВО3 a BО3n .
Довжини відрізків, що показують нормальні прискорення aBAn і
a BО3n обчислюємо користуючись такими виразами :
aАВn = VAB2 / lAВ = 2,482/1,2= 5,12м/с2 ;
аn2 = aАВn /ma = 5,12/0,2514 = 20,37 мм ;О3n = VBО32/l BО3= 2,182
/1,1 = 4,32 м/с2 ;
Раn5 = aВО3n /ma = 4,32/0,2514 = 17,18 мм ;
Точку b на плані прискорень отримуємо на перетині ліній, що
показують тангенціальні прискоренн ланок АВ і ВО3, тобто на перетині лінії, що
виходить з точки n2 перпендикулрно до АВ і лінії, що виходить з точки n3
перпендикулрнодо ВО3 . Сполучивши точки a і b отримуємо вектор, що зображає
прискорення ланки АВ .
aВСn = VBС2 / lВС = 1,182/1,2 =1,16м/с2 ;
аn3 = aВСn /ma = 1,16/0,2514 =4,61 мм ;СО3n = VО4С2/l О4С=
1,982/0,8 =4,9м/с2 ;
Раn4 = aО4Сn /ma = 4,9/0,2514 =19,49мм ;
На лініях, що показують прискорення ланок відкладаємо центри
ваги ланок, користуючись такими співвідношеннями :
(AS2) = 0,5 AB
(CS3) = 0,5 BC
(BS4) = 0,5 BD
Сполучивши отримані точки з точкою Ра отримуєм вектори, що
показують прискорення центрів ваги ланок
Знаходимо дійсні значення прискорень:
Дійсні значення прискорень отримуємо перемноживши довжини
відповідних векторів, взятих з креслення, на відповідні масштабні коефіцієнти
:= (PaS2)×ma = 90,45·0,2514 =22,73м/с2= (PaS3)×ma = 73,28·0,2514 =18,42м/с2=
(PaS4)×ma
= 32,36·0,2514 =8,135м/с2= (PaS5)×ma = 42,35·0,2514 =10,65м/с2
аАВt =(n2b)×ma= 40,16·0,2514 =10,1м/с2 ;
аВCt=( n3c )× ma= 40,36·0,2514 = 10,15м/с2 .
аО3Вt=( b n1 )× ma= 84,13·0,2514 = 21,15м/с2 .
аО4Сt =( n4c )× ma=85,89·0,2514 =21,6 м/с2 .
Знаходимо кутову швидкість обертання ланки АB:
e2 = аAВt/lAВ = 10,1/1,2 = 8,42 рад/с2 .
Значення
прискорень точок і ланок
Позначення
|
Положення механізму
|
A, м/с225,1425,14
|
|
|
, м/с21,94,35
|
|
|
, м/с24,6321,15
|
|
|
В, м/с2521,6
|
|
|
, м/с23,624,88
|
|
|
, м/с25,6515,52
|
|
|
С, м/с26,716,27
|
|
|
, м/с21,1475,12
|
|
|
, м/с220,8510,1
|
|
|
, м/с211,17
|
|
|
, м/с24,3610,15
|
|
|
ВС, м/с24,4810,21
|
|
|
, рад/с217,48,42
|
|
|
, рад/с23,68,46
|
|
|
, рад/с24,219,23
|
|
|
, рад/с27,0627
|
|
|
S3, м/с25,48
|
18,42
|
|
Визначення радіуса кривизни
траєкторії точки S2
Радіус кривизни ρ точки S2 для 8-го положення
механізму визначаємо з формули нормального прискорення цієї точки:
,
звідси
=
1,612/13,63 = 0,19 м.
Глава 2. Силове дослідження
шарнірно-важільного механізму
1. Кінетостатичне дослідження
механізму
Задачі кінетостатичного дослідження:
а) Знаходження зовнішніх сил, які діють на ланки механізму;
б) знаходження реакцій у кінематичних парах, тобто сил
взаємодії ланок;
в) знаходження зрівноважуючої сили або момента, прикладених
до ведучої ланки механізму.
Вихідні дані.
Маса:
- m1=(LAО1×q)=(0,14×70)= 9,8кг ;
- m2=(LAB×q)=(1,2×70)=84 кг ;
m3 = (LBС×q)=(1,2×70)=84 кг ;
m4 =(LО4С×q)=(0,8×70)=56 кг ;
m5=(LО3В×q)=(1,1×70)=77 кг.
Моменти інерції : кг×м2 ;
Визначаємо зовнішні невідомі сили, реакції в кінематичних
парах та зрівноважені сили або моменти. Визначаємо сили, що діють на дану
групу.
Визначаємо сили тяжіння:
Момент корисного опору.
Мmах = 1×104Н/м .
Розрахуємо момент корисного опору для 8-го положення
механізму.
Розрахуємо силу корисного опору для 8-го положення механізму.
Н
№п/п
|
|
|
|
0
|
1000012500
|
|
|
1
|
9530,711913,4
|
|
|
2
|
8187,110234,6
|
|
|
3
|
6140,87676
|
|
|
4
|
3697,44621,8
|
|
|
5
|
1415,61769,5
|
|
|
6
|
89111,3
|
|
|
7
|
445556,3
|
|
|
8
|
2516,23145,3
|
|
|
9
|
5888,36735,3
|
|
|
10
|
7920,79900,9
|
|
|
11
|
9490,311862,9
|
|
|
Визначаємо сили інерції і моменти сил інерції.
Розкладемо моменти сил інерції на пари сил
Силове дослідження групи 4-3.
Реакції починаємо визначати з тангенціальної складової , складаємо суму моментів .
Для ланки 4.
Для ланки 3.
Для визначення номінальної складової реакції , запишемо
в векторній формі суму всіх сил, що діють на групу Ассура 4-3.
Для визначення невідомої , побудуємо в масштабі силовий багатокутник.
Для побудови силового багатокутника приймаємо масштаб:
З плану сил
.Силове дослідження групи Ассура, що складається з ланок 5-2.
Визначаємо реакції з тангіціальної складової і складаємо
суму моментів .
Для ланки 2.
Для ланки 5.
Для визначення нормальних складових реакцій і запишемо
в векторній формі всі сили, що діють на групу Ассура 5-2.
Для визначення невідомих і
побудуємо силовий багатокутника.
Для побудови силового багатокутника приймаємо масштаб
З
силового багатокутника отримуємо
2. Силове дослідження
механізму першого класу
Знайдемо зрівноважену силу.
Оскільки кривошип кріпиться до зубчатого колеса, то знаходиться радіусі зубчатого
колеса.
,
Отже
Визначаємо зрівноважену силу методом важеля Жуковського.
Повертаємо план швидкостей на 900, і записуємо суму моментів сил, що
діють на важіль Жуковського.
Порівняємо за методом Жуковського і силовим розрахунком.
Глава 3. Визначення моменту
інерції маховика
1. Побудова графіка зведеного
моменту сил опору
Вихідні дані:
·
схема
механізму без маховика;
·
маси і
моменти інерції ланок:
;; .
середня кутова швидкість ведучої ланки ;
коефіцієнт нерівномірності руху ;
·
графік
зведених моментів сил;
·
графік
зведених моментів інерції.
1. Будуємо графік зведених моментів сил.
Дані для побудови графіка беремо з таблиці
Положення
|
|
1
|
4050,1
|
2
|
6550,1
|
3
|
6524,1
|
4
|
4390,7
|
5
|
1274
|
6
|
23,4
|
7
|
267
|
8
|
3113,8
|
9
|
7139,5
|
10
|
7623,7
|
11
|
4510,2
|
2. Побудова графіка робіт сил опору
Для цього застосуємо метод графічного інтегрування графіка зведених
моментів сил.
Послідовність інтегрування:
·
вибираємо полюс
інтегрування Р на відстані Н=50 мм від осі ординат на продовженні вісі абсцис;
·
будуємо
ординату, яка відповідає середині інтервалу 0-1, проектуємо її на вісі ординат
і з’єднуємо точку
1’ ординати 01’ з полюсом Р;
·
теж саме
робимо на наступних інтервалах;
·
з точки
0’ навої осі координат проводимо відрізок на інтервалі 0’1 паралельно променю
Р1’ , з кінця отриманого відрізка проводимо відрізок на інтервалі 12 паралельно
променю Р2’ і т.д.;
·
з’єднуємо
отримані точки плавною кривою.
Отримана крива О’К є графіком робіт сил опору.
Оскільки за цикл усталеного руху робота рушійних сил дорівнює
роботі сил опору, та з’єднавши т.О’ з т.К отримаємо графік робіт рушійних сил.
3. Побудова графіка
надлишкової роботи
Виконавши алгебраїчне сумування ординат граіфка робіт
рушійних сил (беремо зі знаком “+”) та графіка робіт сил корисного опору
(беремо зі знаком “-”).
4. Масштабні коефіцієнти
побудови графіків
5. Побудова графіка зведених моментів
інерції Ізв.
Для цього визначаємо зведений момент інерції для 12-ти положень
механізму. Оскільки умовою зведення є рівність кінетичних енергій , та
За цією формулою знаходимо зведені моменти інерції в 12-ти положеннях.
Результати заносимо в таблицю 3.1.
Розрахуємо зведений момент інерції для 3-го положення механізму.
Значення зведених моментів інерції
№пол.
|
Ізв, кгм2
|
0
|
1,14
|
1
|
2,44
|
2
|
3,71
|
3
|
3,91
|
4
|
2,61
|
5
|
0,9
|
6
|
1,32
|
7
|
3,66
|
8
|
4,9
|
9
|
3,53
|
10
|
1,54
|
11
|
0,14
|
За даними табл. 3.1 будуємо графік зведених моментів інерції,
повернений на 900, в масштабі
6. Побудова діаграми
Віттенбауера
Для визначення момента інерції маховика необхідно сопчатку визначити
максимальний приріст кінетичної енергії , так як.
визначаємо
з діаграми Віттенбауера. Спочатку визначаємо кути, під якими будуть проведені
дотичні до діаграми.
При
відомих значеннях , проводимо
дотичні до діаграми Віттенбауера. Там де ці лінії перетнуть ординату , виділяємо відрізок ав.
Визначаємо момент інерції маховика:
.
7. Визначення геометричних
розмірів маховика
Оскільки за попередніми розрахунками момент інерції маховика
має велике значення і розміри маховика вийдуть великими, доцільно розмістити
маховик на валу електродвигуна. Тоді момент інерції маховика буде мати таке
значення:
.
Конструктивно приймаємо, що маховик виготовлений в вигдяді диска з
масою, зосередженою на ободі, момент інерції якого:
Тоді зовнішній діаметр маховика розраховуємо за формулою:
де- відошення ширини маховика до його діаметра, яке
рекомендується приймати в межах (приймаємо
); - густина
матеріалу (для чавуна ).
Ширина
обода маховика:
Знаходимо
масу маховика:
Знаходимо
колову швидкість обода маховика:
Така
швидкість дрпустима для чавунних маховиків (-
допустима колова швидкість обода чавунних маховиків).
Глава 4. Геометричний синтез зовнішнього
евольвентного нульового прямозубого зачеплення
Вихідні дані:
мм
- модуль;
- число зубців першого колеса;
- число зубців другого колеса;
- коефіцієнт висоти головки зубця;
- коефіцієнт висоти ніжки зубця;
- коефіцієнт радіального зазору;
- коефіцієнт округлення біля ніжки зубця;
- кут профілю.
1. Визначення геометричних
параметрів зубчастого зачеплення
Визначаємо
крок зачеплення
мм.
Визначаємо
радіуси ділильних кіл:
мм;
мм.
Визначаємо
радіуси основних кіл:
мм;
мм.
Визначаємо
товщини зубців:
мм;
мм.
Визначаємо
радіуси западин:
мм;
мм.
Визначаємо міжосьову відстань:
мм.
Визначаємо
радіуси початкових кіл:
мм;
мм.
Визначаємо
висоту зубців:
мм.
Визначаємо
радіуси вершин зубців:
мм;
мм.
На форматі А1 проводимо побудову зовнішнього нульового
прямозубого
зчеплення в такій послідовності:
- Проводимо лінію центрів і відкладаємо на ній у масштабі М 2:1
міжосьову відстань центрову відстань =
О1О2 = 220,5 мм.
З точки О1 проводимо початкове коло для 1-го колеса радіусом R1 і З
точки О2 - коло, радіусом R2. З метою збільшення масштабу побудови проводимо
тільки частину кола. Також проводимо з центрів коліс основні кола, кола
виступів і впадин.
До початкових кіл проводимо дотичну Т1-Т2 через полюс Р (точку дотику
початкових кіл коліс) і під кутом зачеплення a=200 проводимо нормаль N1N2 (лінію зачеплення).
З центрів коліс О1 і О2 опускаємо перпендикуляри О1А і О2В на нормаль
N1N2. О1А і О2В являються радіусами кіл R01 і R02. Отриманий відрізок АВ
називається теоретичною лінією зачеплення.
- Для побудови евольвенти першого колеса довжиною АР з точки
А робимо засічку на основному колі. Отримуємо точку 1.
Дугу основного кола А-1 ділимо на три рівні частини. Точки
ділення позначаємо 1, 2, 3, 4. Точка співпадає з точкою А. Продовживши ділення
за точку А, отримуємо точки 5,6,7.
Отримані точки 1 - 6 з'єднуємо центром колеса О1 і проводимо
дотичні до основного кола через ці точки.
З точки А радіусом АР проводимо дугу уверх до найближчої
дотичної. Отримаємо точку 3'.
З точки 3 радіусом 3-3' проводимо дугу до наступної дотичної
2 і так далі до дотичної 1.
Далі точки А радіусом АР вниз від лінії зачеплення проводимо
дугу до найближчої дотичної 5 і т. д., доки ця дуга не перетне коло виступів.
Побудована крива буде евольвентою від основного кола до кола виступів.
- Відкладаємо в масштабі по початковому колу від полюсу Р половину
товщини зуба =5,995 мм. Отриману точку з'єднуємо з центром колеса.
Отримана радіальна пряма буде віссю симетрії зуба.
Частину профілю зуба, якої не вистачає, замінюємо відрізком радіальної
прямої, яка з'єднує початок евольвенти з центром колеса. Після цього виконуємо
стикування між прямою і колом впадин радіусом r » 0,3m » 1,8 мм.
Через полюс зачеплення Р проводимо боковий профіль першого зуба.
По початковому колу в обидві сторони від осі симетрії відкладаємо
відрізки рівні кроку зачеплення р=21,98 мм. Через отримані точки ділення,
проводимо осі симетрії ще двох зубів і креслимо їх профілі.
- Для побудови евольвенти другого колеса довжиною ВР з точки
В робимо засічку на основному колі. Отримуємо точку 1.
Дугу основного кола В-1 ділимо на чотири рівні частини. Точки
ділення позначаємо 1, 2, 3, 4 . Точка 4 співпадає з точкою В. Продовживши
ділення за точку В, отримуємо точки 5, 6, 7.
Отримані точки 1 - 6 з'єднуємо центром колеса О2 і проводимо
дотичні до основного кола через ці точки.
Далі алгоритм побудови для другого колеса такий самий як і
для першого колеса.
Контурною лінією виділяємо наступні елементи:
практичну частину лінії зачеплення аb;
дугу зачеплення а’b’ по початковому колу, яка обмежена двома
точками, які відповідають входу і виходу їх зачеплення профілю даного зуба;
робочі ділянки профілів, які отримаємо перетином кіл,
проведених з центрів коліс, через точки а і b практичної лінії зачеплення, з
боковими контурами зубів.
Після цього аналітично визначаємо:
довжину практичної частини лінії зачеплення за формулою:
=66,93+42,68-75,41=34,2мм
довжина дуги зачеплення:
=
= 36,4 мм
теоретичний коефіцієнт перекриття:
=
= 1,656
Визначаємо коефіцієнт перекриття графічно:
=1,656
де ab = 34,24 мм - практична частина лінії зачеплення, яка виміряна на
У таблицю основних параметрів і розмірів зубчатого зачеплення вносимо:
m, p, z1, z2, R01, R02, R1, R2, Ra1, Ra2, Rf1, Rf2, Eт, Епр.
Параметри
|
Один. Вимір.
|
Показники
|
m
|
|
7
|
p
|
мм
|
21,98
|
z1
|
|
41
|
z2
|
|
22
|
R01
|
мм
|
134,8
|
R02
|
мм
|
72,35
|
R1
|
мм
|
143,5
|
R2
|
мм
|
77
|
Ra1
|
мм
|
150,5
|
Ra2
|
мм
|
84
|
Rf1
|
мм
|
134,75
|
Rf2
|
мм
|
68,25
|
Eт
|
|
1,656
|
Епр
|
|
1,656
|
Діаграми питомого ковзання. Коефіцієнти відносного ковзання
характеризують знос зубів під дією сил тертя, викликане переміщенням одного профіля
зуба по іншому.
Ці коефіцієнти визначаються за формулами:
,
.
де l = АВ = 75,41 мм - довжина теоретичної лінії зачеплення;=
0,536- передаточне відношення;- відстань, що відраховується від точки А в
напрямку точки В, з інтервалом
,63мм,
По даних формулах визначаємо значення коефіцієнтів l1, l2 і
результати
Обчислень заносимо до таблиці.
Всі інші значення λ1 і λ2 , наведені в таблиці 1.
Значення коефіцієнтів
відносного ковзання
x
|
0
|
65,49
|
79,13
|
92,76
|
АР
|
106,4
|
120,03
|
133,67
|
150,83
|
l1
|
-¥
|
-1,427
|
-0,688
|
-0,166
|
0
|
0,222
|
0,521
|
0,76
|
1
|
l2
|
1
|
0,588
|
0,4
|
0,144
|
0
|
-0,283
|
-3,17
|
-¥
|
1/мм.
По результатах обчислень в довільному масштабі в прямокутній системі
координат будуємо графіки коефіцієнтів питомого ковзання l1 і l2. Після
побудови графіків заштриховуємо внутрішню їх область.
Коефіцієнт питомого тиску
Цей коефіцієнт знаходиться при розрахункові зубців коліс на контактну
міцність і визначається за формулою:
,
де m - модуль зачеплення, .
Значення коефіцієнтів
питомого тиску
х,мм
|
0
|
30,17
|
60,33
|
75,415
|
90,5
|
120,66
|
150,83
|
|
¥
|
0,29
|
0,193
|
0,1856
|
0,193
|
0,29
|
¥
|
1/мм
Глава 5. Синтез кулачкового механізму
Виконуємо синтез механізму, кінематичний і динамічний аналіз
кулачкового механізму з штанговим плоским штовхачем за вихідними даними:
-кут відхилення
-кут дальнього вистою -кут наближення -кут тиску - хід штовхача -закон руху:
|
|
1. Побудова графіка кутового
переміщення штовхача
Починаємо побудову з графіка аналога прискорень. Далі за
методикою інтегруємо графік аналога прискорень і отримуємо криву яка представляє
собою графік аналогу швидкостей штовхача. Інтегруючи цей графік, отримаємо
криву, яка представляє собою графік кутувого переміщення штовхача.
Визначаємо масштабні коефіцієнти побудови графіків:
Масштабний коефіцієнт осі абсцис діаграм:
Де
-- фазові кути кулачка;
(0-250)
- відрізок відповідний суммі цих кутів.
Масштабний
коефіцієнт діаграми переміщення:
Де
максимальне значення переміщення;
довжина
відповідного до відрізка на діаграмі у мм.
Масштабний
коефіцієнт діаграми швидкостей:
Де
довжина відповідного відрізка(від полюса до початку
координат)
на
діаграмі у мм.
Масштабний
коефіцієнт діаграми прискорень:
Де
довжина відповідного відрізка(від полюса до початку
координат) на діаграмі у мм.
Визначаємо
мінімальний радіс кулачка з плоским штовхачем
Визначення
проводимо у такій послідовності:
) будуємо
графік залежності переміщення штовхача S як функції прискорення .Для цього ровести взаємно перпендикулярні осі.Вісь
ординат позначити через S, вісь абсцис - через .
) на
осі S від початку координат відкласти відрізки 0-1,0-2,0-3,…,які відповідають переміщенню штовхача
3) від точок 1,2,3,…
перпендикулярно до осі S відкласти відрізки рівні прискоренню штовхача. Кінці
відрізків з’єднати плавною кривою;
4) до від’ємної частини одержаного графіка провести дотичну під
кутом 45 до перетину з віссю ординат. Одержимо точку О';
5) вибравши мінімальну величину радіуса кривизни кулачка ρmin
рівною 10-15 мм, відкласти її
вниз від точки О'. Одержимо точку О1.Тоді О1О'- мінімальний радіус кулачка Rmin
2. Порядок побудови
кулачкового механізму з плоским штовхачем
1. Вибираємо масштаб побудови М=0,000215 (м/мм) ;
2. З довільної точки О, як з центру, радіусом описуємо коло;
. Через
центр О проводимо вертикальну вісь руху штовхача.Вона перетне коло в точці,яка
відповідає початку віддалення штовхача;
. Відповідно
до графіка, виконуємо розмітку положень штовхача(точки
0,1,2,3,…,n)
. Від
прямої О-0 в сторону,протилежну обертанню кулачка, відкладаємо фазові кути і
точки поділу, які відповідають графіку .Точки
позначаємо і т.д.
. Проводимо
промені,що з’єднають центр кулачка О з точками і т.д.
Промені зображають положення осі штовхача у зворотньому русі.
. З
центру кулачка О радіусом 0-1,0-2,0-3 і т.д. проводимо дуги до перетину з
відповідними променями.Точки перетину відображають
положення точки А у зворотньому русі;
. Проводимо
через точки і т.д. перпендикуляри до відповідних променів;
. Вписуємо
в одержаний багатокутник обвідну криву,яка і буде шуканим профілем кулачка.
Література
1.Артоболевський И.И. Теория механизмов и машин. - М:
Наука,
. - 640 с.
.Теория механизмов и машин / Фролов К.В., Попов С.В.
Мусатов А.К. и др.; Под ред. К.В.Фролова.-М.: Высш.
шк., 1987.-496с.
.Заблонский К.И., Белоконев И.М., Щекин Б.М.
Теория механизмов и машин.-К.: Вища школа, 1989.-370с.
.Курсовое проектирование по теории механизмов и машин
/ Кореняко А.С., Кременштейн Л.И., Петровский С.Д. и
др.; Под ред. А.С. Кореняко.-К: Вища школа, 1970.-330с.
. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по
теории механизмов и машин.-М.: Высш. шк., 1998.-351с.
. Курсове проектування з теорії механізмів і машин:
навчальний посібник / Є.І.Крижанівський, Б.Д.Малько, В.М.Сенчішак та
ін.-Івано-Франківськ: 1996.-357с.
. Теорія механізмів і машин. Механічні передачі: Навч.
Посібник І.І.Вишенський.-К.: НМКВО, 1992.-356с.
. Мохнатюк А.І. Синтез кулачкових механізмів на ЕОМ:
Навч. посібник.-К.: НМКВО, 1992.-188с.
. Синтез планетарних передач на ЕОМ. Навчальний
посібник до курсового проектування з дисципліни “Теорія механізмів і машин “ /
А.І. Мохнатюк.-Вінниця: ВДТУ, 1997.-73с.
. Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин.
Підручник.-К.: Наукова думка, 2002.-660с.
11. Вірник М.М. Курсове проектування з теорії
механізмів і машин.-Вінниця: ВДТУ, 2002.-230с