- •2011 Год
- •Введение
- •2. Кинематический анализ рычажного механизма
- •2.1 Построение планов положений
- •2.2 Построение планов скоростей
- •2.3 Построение планов ускорений.
- •2.4 Построение графиков перемещения скоростей, ускорения.
- •4.2 Определение приведенного момента сил
- •4.4 Определим момент инерции маховика
- •5.Синтез кулачкового механизма
- •5.1 Расчет и построение графиков второй и первой передаточных функций и функции положения толкателя
- •5.2 Определение основных геометрических размеров механизма.
- •6. Синтез зубчатой передачи
- •6.1 Расчёт геометрических параметров передачи
- •6.2 Построение картины зацепления
- •7. Список использованных источников
4.2 Определение приведенного момента сил
Приведенный момент инерции:
Y31=1,5 кг·м2
Yпм=(1-5) Y31=3
Тогда для 8 положения определим
Результаты расчетов заносим в таблицу
Nпол Yм кг·м2 |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
∆Yп Yп- кг·м2 |
0,11 |
1,86 |
7,47 |
18,2 |
27,1 |
25,3 |
7,12 |
0,74 |
17,6 |
22,4 |
7,3 |
Н·м |
1 |
9 |
37 |
91 |
135 |
125 |
35 |
4 |
88 |
112 |
35 |
Принимаем масштабный коэффициент
4.3 Определение приведенного момента инерции
Методом строим диаграмму Виттенбауэра
Определим углы
𝞇max=200
Проводим касательные под полученными углами.
4.4 Определим момент инерции маховика
Выбираем маховик в виде колос со спицами.
Средний диаметр обода.
Масса обода
Ширина обода в=Кh·d=0,2·0,97=0,19м
Высота сечения h=Kh·d=0,2·0,97=0,19 м
5.Синтез кулачкового механизма
LBC=0,12 м 𝞇max=250
ϕп=ϕ6=600 ϕв.в=500 Оден=400
5.1 Расчет и построение графиков второй и первой передаточных функций и функции положения толкателя
Принимаем а1=50мм
Задаемся масштабом Кϕ
Кϕ=(ϕп+ϕв+ϕв)
Определяем длину отрезка ϕп
ϕп=120мм
ϕвв=100мм ϕв=120мм
Разбиваем отрезок О-ϕхна четыре части и отрезок ϕ*-ϕптоже на четыре части.
Строим график аналога ускорений толкателя .
Геометрическим интегрированием строим графики:
(𝞇) 𝞇(ϕ)
Определяем масштабы по оси полученных графиков:
5.2 Определение основных геометрических размеров механизма.
Для построения фазовой характеристике принимаем масштаб.
BC=LBC(KL=120)1,164=130мм
Определяем величину О’ в масштабе КL
Умножаем ординату с графика
Донные сводим в таблицу
N |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
Значения S’ |
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Значения S’ в масштабе КL |
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Cтроим фазовую характеристику на этапе подъема , так как замыкание кулачка осуществляется с помощью пружины.
Определяем величину начального радиуса кулачка
График изменения углов давления строим в масштабе
Используем метод обращения строим теоритический профиль кулачка.
Определяем
Тогда rпол=0,7·Рmin=60
rпол=0,4·R0=62
Принимаем rмол= и строим действительный профиль кулачка.
6. Синтез зубчатой передачи
6.1 Расчёт геометрических параметров передачи
Исходные данные:
Z1=12 Z2=36 m=8мм
По условию 2 для передачи с максимальной изгибной прочностью
Х1=0,71 Х2=0,21
Делительное межосевое расстояние:
А=0,5m(Z1+Z2)=0,5·8·(12+36)=192мм
Коэффициент суммы смещений:
Х∑=Х1+Х2=0,71+0,21=0,92
Угол зацепления
αw=24,80
расстояние
Делительные радиусы
r1=0,5·8·12=48 мм(145)
r2=0,5·8·36=144мм (435)
Основные радиусы rbi=ri cosα
rb1=48·0,9397=45,1 мм (136)
rb2=144·0,9397=135,3 мм (409)
Начальные радиусы
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
∆Y=X∑ - Y=0,92 – 0,84=0,08 м
Радиусы вершин
rf1=48-8·(1,25-0,71)=43,7 мм (132)
rf2=144-8·(1,25-0,21)=135,7мм (410)
Делительный окружной шаг зубьев
Р=πm=3,14·8=25,12 мм
Делительные окружные толщины зубьев
S1=12,56+2·0,71·8·0,364=16,7 (50,4)
S2=12,56+2·0,21·8·0,364=13,78 (42)
Делительная окружная ширина впадины между зубьями.
L1=12,56 - 2·0,71·8·0,364=8,42
L2 = 12,56 - 2·0,21·8·0,364=11,34
Зубьев по окружностям толщены вершин.
αa1=42,7
αa2=27,8
Коэффициент торцевого перекрытия