- •Содержание
- •1. Зубчатый механизм
- •1.1. Определение общего передаточного отношения и подбор чисел зубьев колес
- •1.2. Кинематический расчет редуктора
- •1.2.1. Частоты вращения звеньев
- •1.3. Геометрический синтез зубчатой пары
- •1.3.1. Предварительный выбор коэффициентов смещения колес
- •1.3.2. Округление межосевого расстояния и уточнение коэффициентов смещения
- •1.3.3. Основные геометрические размеры колес передачи
- •1.3.4. Проверка качества зацепления по геометрическим показателям
- •1.3.5. Расчет измерительных размеров
- •1.3.6. Картина зацепления
- •2. Анализ и синтез рычажного механизма
- •2.1 Исходные данные
- •2.2. Кинематический анализ рычажного механизма
- •2.2.1. Структурный анализ механизма
- •2.2.2. Построение заданного положения механизма
- •2.2.3. Определение линейных и угловых скоростей.
- •Начальный механизм [6,1]
- •Группа (2,3)
- •Группа (4,5)
- •2.2.4. Определение линейных и угловых ускорений. Начальный механизм [6.1]
- •Группа (2,3)
- •Группа (4.5)
- •2.3. Кинетостатический анализ рычажного механизма
- •2.3.1. Определение внешних нагрузок
- •2.3.2. Определение реакций в кинематических парах и уравновешивающего момента методом планов сил
- •Группа (4,5)
- •Группа (2,3)
- •Группа [6,1]
- •2.3.3. Определение уравновешивающего момента методом н.Е. Жуковского
- •2.3.4. Сравнение значений уравновешивающего момента, полученных различными методами
- •2.3.5. Оценка потерь мощности на преодоление сил трения в кинематических парах
- •3. Кулачковый механизм
- •3.1. Кинематические диаграммы
- •3.2. Определение наивыгоднейших размеров кулачка
- •3.3. Построение профиля кулачка
Группа (4,5)
Скорость точки D5 :
(2.6)
В первом уравнении вектор направлен параллельно ED. Во втором уравнении точка Е неподвижна (=0) и конец вектора (точка е) совпадает с полюсом плана скоростей. Вектор направлен перпендикулярно ЕD.
Скорость точки d определим с помощью метода пропорций:
Угловая скорость звеньев 4 и 5 :
.
2.2.4. Определение линейных и угловых ускорений. Начальный механизм [6.1]
Скорость точки А :
Вектор направлен параллельно звену ОА от точки А к точке О, откладываем этот вектор из полюса плана ускорений .
Примем масштабный коэффициент плана ускорений :
.
Группа (2,3)
Ускорение точки В :
Векторы нормальных ускорений и направлены параллельно звеньям АВ и BC от точки B к точке A и С соответственно; их величины :
;
;
Отрезок на плане ускорений :
Отрезок на плане ускорений :
Векторы тангенциальных ускорений и направлены перпендикулярно звеньям АВ и BC соответственно.
Угловое ускорение 2-го звена :
Угловое ускорение 3-го звена :
Группа (4.5)
Ускорение точки D5 :
Вектор тангенциального ускорения и вектор ускорения Кориолиса направлены перпендикулярно звену DE. Вектор относительного ускорения и вектор нормального ускорения направлены параллельно звену DE. Во втором уравнении точка Е неподвижна (=0) и конец вектора (точка е) совпадает с полюсом плана ускорений .
Величина ускорения Кориолиса:
На плане ускорений:
Величина нормального ускорения:
На плане ускорений:
Ускорение точки d определим с помощью метода пропорций:
Угловое ускорение звена 4 и 5 :
2.3. Кинетостатический анализ рычажного механизма
Целью кинетостатического анализа рычажного механизма является определение реакций в кинематических парах и величины уравновешивающего момента Мур, т. е. такого момента, который необходимо приложить к валу входного звена механизма для получения заданного закона движения.
2.3.1. Определение внешних нагрузок
К внешним нагрузкам относятся силы тяжести звеньев и момент полезного сопротивления , приложенный к звену 5.
Массы звеньев определим согласно заданным соотношениям:
m4 = 7 кг ; m2 = 12·m4 = 12·7 = 84 кг ;
m3 = 5·m4=5·7 = 35 кг ; m5 = 9·m4= 9·7 = 63 кг .
Моменты инерции:
Js4 = 0.3 кг·м2 ;
Js2 = 10 ·Js4 = 10 · 0.3 = 3 кг·м2;
Js3 = 6 ·Js4 = 6 · 0.3 = 1.8 кг·м2;
Js5 = 8 ·Js4 = 8 · 0.3 = 2.4 кг·м2.
Сила тяжести определяется по известной формуле .
G2 = 84 · 9.81 = 824.04 Н;
G3 = 35 · 9.81 = 343.35 Н;
G4 = 7 · 9.81 = 68.67 Н;
G5 = 63 · 9.81 = 618.03 Н;
Согласно принципу Даламбера инерционные силы и моменты дополняют систему сил, действующих на звенья механизма, до равновесной. Инерционные силы считаем приложенными в центрах масс звеньев и направленными противоположно их ускорениям. Инерционные моменты направляем противоположно угловым ускорениям соответствующих звеньев.
Величины инерционных нагрузок:
Момент полезного сопротивления:
Тпс = 800 Н∙м.
Таким образом, силы тяжести, инерционные нагрузки, момент полезного сопротивления и уравновешивающий момент образуют равновесную систему внешних сил, которая является статически определимой. Реакции в кинематических парах, вызываемые этими внешними нагрузками, являются для данной системы внутренними нагрузками и определяются из силового расчета структурных групп.