Определения закона движения начального звена механизма. Силовой анализ рычажного механизма

Определения закона движения начального звена механизма Описание схемы механизма и данные Проектирование и исследование механизмов насоса Прессавтомат предназначен для одностороннего прессования порошков металлов и других материалов. Кулачковый механизм с качающимся...

2015-07-22

670.94 KB

3 чел.


Поделитесь работой в социальных сетях

Если эта работа Вам не подошла внизу страницы есть список похожих работ. Так же Вы можете воспользоваться кнопкой поиск



Введение

  В настоящее время важную роль приобретает качество подготовки инженера, который должен владеть современными методами расчёта и конструирования новых быстроходных и высокопроизводительных машин.

  Углублению и обобщению теоретических знаний, их применению на практике способствует выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов и машин. Основная цель курсового проектирования это научиться использовать общие методы проектирования и исследования механизмов для создания машин различного назначения. При выполнении курсового проекта студент сталкивается с комплексным решением с комплексным решением конкретной инженерной задачи. При этом он усваивает навыки работы со следующими основными направлениями:

  •  проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным условиям;
  •  анализ режима движения механизма при действии заданных сил;
  •  силовой анализ механизма;
  •  проектирование зубчатых передач;
  •  расчёт оптимальной геометрии зубчатых зацеплений;
  •  уравновешивание механизмов с целью уменьшения динамических нагрузок на фундамент и уменьшения сил в кинематических парах;
  •  динамический синтез кулачковых механизмов;
  •  определение мощности и выбор типа электродвигателя.


Содержание

[1] Введение

[2] Определения закона движения начального звена механизма

[3] 2. Силовой анализ рычажного механизма

[4] Заключение

[5] Список литературы



  1.  Определения закона движения начального звена механизма
    1.  Описание схемы механизма и данные

Проектирование и исследование механизмов насоса                      

Пресс-автомат предназначен для одностороннего прессования порошков металлов и других материалов.

От вала электродвигателя вращение передается через двухрядный планетарный редуктор с двумя внешними зацеплениями и пару прямозубых колес А и Б кривошипу и шестизвенного рычажного механизма. Прессование пороша в матрице происходит при движении ползуна вниз. Усилие прессования изменяется согласно графику F= f(s).

Кулачковый механизм с качающимся толкателем /коромыслом/ предназначен для выталкивания из матрицы спрессованного изделия.

Закон изменения аналога ускорения коромысла для фазы подъема задан диаграммой

На фазе опускания аналог ускорения коромысла изменяется симметрично:     


Размеры звеньев и расчётные данные к варианту № 16,4

Таблица 1.1

Параметры

Обозначение

Единица

Числовое значение

Длина кривошипа

м

0,034

Длина шатуна

м

0,2

Отношение расстояния от центра масс шатуна к длине шатуна

м

0,5

Частота вращения вала электродвигателя

мин-1

930

Кривошипа и кулачка

мин-1

220

Сила тяжести:

Шатуна

Н

450

Ползуна

Н

650

Момент инерции шатуна

0,9

Сила

F

Н

33000

Угловая координата кривошипа при силовом расчете

0

80

Коэффициент неравномерности вращения вала кривошипа

-

0,083

Модуль зубчатых колес

мм

15

Число зубьев шестерни

z1

-

13

Число зубьев колеса

z2

-

25

Фазовые углы поворота кулачка

90

60

Допускаемый угол давления

30

Угловой ход коромысла

кси

30

Длина коромысла

l

м

0.13

Момент инерции коромысла

Ik

0.08

                        1.2  Структурный синтез механизма

Кинематические пары, служащие для подвижного соединения  звеньев, их класс, номера и название звеньев, образующие кинематические пары, приведены в таблице 1.2. Степень подвижности плоского механизма определяются по формуле Чебышева [1] [2].

Таблица кинематических пар

Таблица 1.2

Кинематические пары

Наименование звеньев, образующих кинематическую пару, вид.

Обозначение

класс

5

Стойка 0 и кривошип 1,

вращательная

5

Кривошип 1 и  шатун 2,

вращательная

5

Шатун 2 и ползун 3,

вращательная

5

Ползун 3 и стойка 0,

поступательная

Степень подвижности механизма определяем по формуле:

W= 3n 2P5 - P4                (1.1)

где:n=3 число подвижных звеньев;

P5 =4 число кинематических пар пятого класса;

P4 =0 число кинематических пар четвёртого класса;

Степень подвижности механизма показывает, сколько ведущих звеньев у механизма и сколько нужно двигателей для этого механизма.

Подставив данные в формулу  (1.1), найдём:

W = 3*3 2*4 0 = 1

    Следовательно, при известном законе движения кривошипа рассматриваемая кинематическая цепь является механизмом, т.е. законом движения остальных звеньев механизма вполне определены.

  Класс и порядок механизма определим, рассмотрев образование структурной схемы механизма путём применения к начальному звену группы Асура.

Схема образования механизма имеет вид:

Таблица 1.3

Номер №

Кинематическая пара

Схема образования механизма

  1.  

Механизм 1- го класса, 1- го порядка

  1.  

Группа 2- го класса, 2- го порядка, 2 -го вида

Механизм является механизмом 2- го класса 2- го порядка

Формула строения механизма имеет вид:

Механизм = первичный механизм (0 + 1) 1клас. 1поряд. ―›  структурная группа (2 + 3 ) 2 клас. 2 поряд. 2 вида.

Данный механизм 2- го  класса, 2- го порядка.


  1.  Построение плана положений механизма

  Это построение производим в такой последовательности:

 Выбираем масштабный коэффициент длины, который должен соответствовать стандартному масштабу по ГОСТ 2.302-68 (СТСЭВ 1180-78).

Тогда масштабный коэффициент определяется по формуле (1.2):

0.001 (1.2)

       В принятом масштабе длин размеры звеньев механизма на чертеже будут иметь следующие значения:

       (1.3)

Метод построения планов положения механизма

  •  Наносим на лист неподвижную ось О и проводим горизонтальную линию α­α .
    •  Далее из т.О радиусом ОА проводим окружность которую описывает т.А кривошипа 1.
    •  Затем вычерчиваем механизм в произвольном положении, за которое принимаем положения кривошипа ОА, определяемое заданным углом.
    •  Из т.А проводим окружность радиуса АВ до пересечения с α­α и получаем т.В, которая одновременно принадлежит α­α , ползуну 3 и кривошипу 2.
    •  Для построения планов положения механизма разделим траекторию, описываемую т.А1  кривошипа в направлении его вращения, начиная от т.А0 на 12 равных частей
    •  Далее описанным выше методом строим 12 положений звеньев механизма


  1.  Построение плана возможных скоростей механизма

Находим угловую скорость ω1 по формуле (1,4):

23    (1.4)

  По направлению скорость т.А перпендикулярна кривошипу ОА и направлена в сторону угловой скорости ω1 и вычисляется по формуле:

230.78  (1.5)

   Для построения планов скоростей найдём масштабный коэффициент скорости μV по формуле:

0.78/700.01119(1.6)

где :  Ра - длина вектора скорости т.А на плане скоростей, мм

Vaскоростьт. А

Определяем модули скоростей.

Скорость точки В равна :

710.79             (1.7)

Скорость точки S равна :

   700.78 (1.8)

Вращательная скорость кривошипа ВА равна :

12.230.138          (1.9)

где :длины отрезков взятые из плана скоростей взятого для

рассматриваемого положения

Определяем угловую скорость шатуна  по модулю :

4.06 (1.10)

Чтобы узнать в какую сторону строить вектор вращения скорости нужно, угловую скорость мысленно перенести, тогда  вектор вращения скорости из плана скоростей в т. Вмеханизма  будет стремиться вращать шатун относительно т. А.


  1.  Построение графика приведенных моментов сил  полезного  сопротивления и тяжести.

Равенство элементарных работ сил при стационарных  геометрических связей одновременно означает равенство их мгновенных мощностей.

                                   (1.11)

Определяем приведенный  момент  от силы полезного сопротивления по формуле :

                               (1.13)

Сила Fmax будет вычисляться по формуле :

Сила Fnc будет вычисляться по формуле :

координату                (1.22)

Таблица расчета сил полезного сопротивления в зависимости от диаграммы изменения

Таблица 1.4

№ п/п

Масштаб

диаграммы сил,

, Н

Высота ординаты , H, мм

Сила полезного сопротивления

Fп.с, Н

1

660

0

0

2

0

0

3

0

0

4

0

0

5

0

0

6

0

0

7

3.33

2197,8

8

11.32

7471,2

9

23.15

15279

10

36.05

23793

11

46.16

30465,6


Таблица приведенного момента сил сопротивления

Таблица 1.5

N  п/п

Сила поленого сопротивления

Fпс, Н

Длина кривошипа

lоа ,мм

Длина вектора

Pb,мм

Длина вектора

Pa,мм

Приложенный момент

H*м

1

0

0,034

40,48

70

0

2

0

0,034

66,15

70

0

3

0

0,034

70

70

0

4

0

0,034

55,1

70

0

5

0

0,034

29,52

70

0

6

0

0,034

0

70

0

7

2197,8

0,034

29,52

70

-31,5127

8

7471,2

0,034

55,1

70

-199,951

9

15279

0,034

70

70

-519,486

10

23793

0,034

66,15

70

-764,469

11

30465,6

0,034

40,48

70

-599,006

12.0

33000

0,034

0

70

0

k

0

0,034

69

70

0

По данным находим приложенный момент  от силы G2  по формуле :

          (1.14)

где:G2 сила тяжести звена 2 , Н

lOA размер звена ОА рычажного механизма, м

,PS2 длина вектора из плана скоростей, мм

G2 ^ PS2угол между силой тяжести и вектором PS

Результаты расчетов сводим в таблицу (1.6)


Таблица приведенного момента  от силы G2

Таблица 1.6

№ положен.

Сила  действ. на кривошип

,Н*м

Длина вектора

PS2, мм

Длина вектора

Pa,мм

Уголмеждусилой и век.

G2 ^ PS2

Косинус угла

cos

Приложенный момент

H*м

1

14,994

48,4

70

51,14

0,62777187

6,508286754

2

14,994

65,76

70

74,34

0,27056159

3,811074223

3

14,994

70

70

90

0,00079633

0,011940123

4

14,994

60,45

70

106,5

-0,2831117

-3,66584075

5

14,994

44,27

70

133,13

-0,6827958

-6,47470313

6

14,994

35

70

0

1

7,497

7

14,994

44,27

70

133,13

-0,6827958

-6,47470313

8

14,994

60,45

70

106,5

-0,2831117

-3,66584075

9

14,994

70

70

90

0,00079633

0,011940123

10

14,994

65,76

70

74,34

0,27056159

3,811074223

11

14,994

48,4

70

51,14

0,62777187

6,508286754

12.0

14,994

35

70

180

-0,9999987

-7,49699049

k

14,994

70

70

80

0,17434523

2,614132324

Определяем суммарный приведенный момент  от сил сопротивления и сил   тяжести по формуле:

                                          (1.15)

где: - приложенный момент  от силы G2  

 - приведенный  момент  от силы полезного сопротивления

Так как механизм расположен горизонтально, то момент = 0, тогда суммарный момент  будет равен :

                                               (1.16)

Результаты расчетов сводим в таблицу (1.7)

Таблица суммарного приведенного момента от сил сопротивления и сил тяжести.

Таблица 1.7

№         положен.

Приложенный момент

, H*м

Приложенный момент

, H*м

Суммарный момент

, H*м

Ордината графика

Yм  , мм

1

0

6,5082868

6,508287

0,855613

2

0

3,8110742

3,811074

0,501023

3

0

0,0119401

0,01194

0,00157

4

0

-3,665841

-3,665841

-0,48193

5

0

-6,474703

-6,474703

-0,8512

6

0

7,497

7,497

0,985594

7

-31,5127

-6,474703

-37,98739

-4,99402

8

-199,951

-3,665841

-203,6165

-26,7685

9

-519,486

0,0119401

-519,4741

-68,2927

10

-764,469

3,8110742

-760,658

-100

11

-599,006

6,5082868

-592,4976

-77,8928

12.0

0

-7,49699

-7,49699

-0,98559

k

0

2,6141323

2,614132

0,343667

-760,66

Для построения графика находим максимальное значение по модулю приведенного суммарного момента  :

=-760(Н * м)

Пусть это максимальное значение на чертеже обозначатся ординатой Y. Для вычесления масштабного  коэффициента принимаем что Ymax= 100 мм, тогдамасштабный коэффициент  будет равен :

 (Н*м / мм)        (1.17)

Заполняем четвертую строку таблицы. Для этого  каждое числовое значение строки три делим на числовое значение    результат записываем  в строку четыре.


Используя последнюю стоку таблицы (1.6), строим диаграмму суммарного приведенного момента сил сопротивления и сил тяжести.


  1.  Построение графиков работ

График работы сил сопротивления Ас = Ас( φ1) строем графические интегрированным методом хорд графика приведенных моментов сил сопротивления Мnc = Mnc( φ1).

Графическое интегрирование проводим в последовательности:

  •  Из середины интервалов 0..1 , 1..2 оси абсцисс графика  Мnc = Mnc( φ1) восстанавливаем перпендикуляры до пересечения с кривой  в точках  a, b
  •  Из точек a, b проводим прямые, параллельные оси  абсцисс  до пересечения с осью ординат в точках с.d…;
  •  Соединяем произвольно  взятую точку Р на продолжение оси абсцисс с точками с,d  лучами;
  •  На графике  работ из точки  О начала координат . проводим хорду в интервале 0...1. параллельную лучу Рd и т.д.
  •  Полученные точки   осd соединяем главной  кривой, которая  предоставляет собой зависимость Ас = Ао(φ1).

Масштабный коэффициент этого графика определяется по формуле

µа=µм*µφ.*Н                                      (1.18)

где :Н= 50 - полюсное расстояние при графическом  интегрирования выбираемо произвольно,

Найдем масштабный коэффициент по оси абсцисс по формуле :

( рад / мм )             (1.19)

Тогда коэффициент графика работ будет равен :

µА = 7.6* 0,0349 * 50 = 13.27   ( Дж / мм )           (1.20)

Так как  до цикл установки установившегося  движения  работа движущих сил по абсолютной величины равно работе сил сопротивления, т, е

q| = |Ас|, то ордината YAC12 графика работ сил сопротивления в конце цикла  будет одновременно в том же масштабе  µа  изображать роботу движущих сил  за цикл, новзятую с обраным знаком, т.к.  Ас = - Аs . Изобразим работу движущих сил ее истеным знаком  и покажем зависимость Ад = Aд (φ) для чего отложим ординату YAC1212-12 вверх от оси абсцисс. Принимаем момент движущих сил за цикл величиной постоянной, зависимостьАд= Aд (φ) выразится наклонной прямой, соединяющей начало координат с точкой 12  - концом координате YAC12 в конце цикла.Графическим дифференцированием  Мnд = Mnд(φ)  от угла кривошипа. Для построения графика Мnд - Mnд(φ1)  необходимо из полюса Р провести луч РД до пересечения  с осью ординат графика приведенных моментов сил проведенного параллельно наклонной прямой 0-12 графика Ад = Aд (φ). Луч РД отсекает на начальной ординате отрезок Ymo, изоброжающийся в масштабеµм приведенный момент движущих сил .

  1.  Построение графика кинетической энергии механизма.

График приращение кинетическо йэнергии механизма строим алгебраическим сложением в каждом положении ординат работы движущих сил и сил  сопротивления. Для этого на графике Ас = Ас(φ) проведем вспомогательную линию, изображающую зависимость  -Ад = -Aд. . Алгебраическая  сумма  ординатТіэтих соотвествующих  точках деления оси абсциса заключна между кривими

Ас = Ас(φ) и  -Ад = -Aд(φ1). и  изображаем  в масштабе  μт= μа  текущее значение прощение кинетической энергии   механизма. Отрезки , расположение ниже прямой (д ) на график еоткладываются вниз оси φ1 и  выше вверх.

В рассматриваемом случае все отрезки   Y  откладываем вверх  и вниз от оси  φ.

Поскольку  , то для получения зависимости  следует ось абсцисс графика  перенести вниз на величину ординаты Уто , соответствующей начальному значению кинетической энергии Т0 . Значения Т0 неизвестно и его необходимо найти.


  1.  Построение графика, приведенных моментов инерции звеньев второй группы и кинетической энергии звеньев этой группы.

Приведенных моментов инерции  механизма можно представить в виде двух слагаемых.

 Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий звеньев механизма.

В соответствии с определением :

Звено 1. Участвует в вращательном движении.

Звено 2. Участвует в плоском движении.

Звено 2. Участвует в поступательном движении.

   Кинематическая энергия звена в общем виде вычисляется по формуле :

     (1.21)

где :   ISI момент инерции звена относительно оси проходящей через центр масс звена IS.

Если звено совершает только вращательное движение, то VSI = 0 , тогда

                                                (1.22)

где:gускорение свободного падения.

G2 , G3 силы тяжести звеньев, Н

Кинетическая энергия модели вычисляется по формуле :

            (1.24)

Для того, чтобы получить рабочую формулу, подставим в формулу (1.36) вместо отношения возможных скоростей отношение соответствующих им отрезков, взятых из плана возможных скоростей.

             (1.25)

где :длины отрезков взятые из плана скоростей

  •  

Приведенный момент инерции второго звена будет равен сумме моментов  и :

Момент инерции третьего звена будет равен :

                           (1.26)

Подставляем данные, в формулы находим значения приведённых моментов.

Результаты заносим в таблицу 1.8:

Таблица приведённых моментов инерции звеньев второй группы.

Таблица 1.8

п/п

m2*loa2

кг*м2

PS2

Мм

Pa

мм

кг*м2

ab

Мм

кг*м2

Pb

Мм

1

0,05202

48,4

70

0,022618

60,87

0,07514

40,48

2

0,05202

65,76

70

0,013165

35,43

0,07514

66,15

3

0,05202

70

70

0

0

0,07514

70

4

0,05202

60,45

70

0,013165

35,43

0,07514

55,1

5

0,05202

44,27

70

0,022618

60,87

0,07514

29,52

6

0,05202

35

70

0,02601

70

0,07514

0

7

0,05202

44,27

70

0,022618

60,87

0,07514

29,52

8

0,05202

60,45

70

0,013165

35,43

0,07514

55,1

9

0,05202

70

70

0

0

0,07514

70

10

0,05202

65,76

70

0,013165

35,43

0,07514

66,15

11

0,05202

48,4

70

0,022618

60,87

0,07514

40,48

12.0

0,05202

35

70

0,02601

70

0,07514

0

k

0,05202

70

70

0,004585

12,34

0,07514

69

Суммарный момент приведённых инерции моментов звеньев второй группы Результаты заносим в таблицу 1.9:


Таблица суммарных приведённых инерции моментов звеньев второй группы.

Таблица 1.9

п/п

кг*м2

Кг*м2

кг*м2

кг*м2

кг*м2

1

0,024869

0,017102

0,025128

0,04197175

0,067099641

2

0,045909

0,003373

0,067102

0,04928156

0,116383463

3

0,05202

0

0,07514

0,05202

0,12716

4

0,038794

0,003373

0,046556

0,04216677

0,088723051

5

0,020806

0,017102

0,013363

0,03790859

0,051271708

6

0,013005

0,02601

0

0,039015

0,039015

7

0,020806

0,017102

0,013363

0,03790859

0,051271708

8

0,038794

0,003373

0,046556

0,04216677

0,088723051

9

0,05202

0

0,07514

0,05202

0,12716

10

0,045909

0,003373

0,067102

0,04928156

0,116383463

11

0,024869

0,017102

0,025128

0,04197175

0,067099641

12.0

0,013005

0,02601

0

0,039015

0,039015

k

0,05202

0,000142

0,073008

0,05216249

0,12517097

I2max

0,12716

По данным таблицы строим графики приведенных моментов инерции отдельных звеньев и суммарного приведенного момента инерции звеньев второй группы.

Найдем масштабный коэффициент для построения графиков

кг*м2 / мм               (1.27)

Здесь - ордината графика, соответствующая максимальному значению . Этой величиной мы задаемся.

При динамическом синтезе механизмов методом Мерцалова кривую   принимаем за приближоную кривую  изменения кинетических энергий звеньев второй группы, отсюда следует:

           ( дж )                            (1.28)

Масштабный коэффициент для построения графика определяется по формуле :

          (Дж / мм)             (1.29)

Ординаты моментов инерции вычисляется по формуле :

            (мм)                  (1.30)

Результаты расчетов заносим в таблицу 1.10:

Таблица изменения кинетических энергий звеньев второй группы.

Таблица 1.10

         №

п/п

,

Дж

,

мм

1

17,80708

94,982191

2

30,88616

164,74539

3

33,74606

180

4

23,54556

125,59098

5

13,60662

72,577127

6

10,35391

55,227273

7

13,60662

72,577127

8

23,54556

125,59098

9

33,74606

180

10

30,88616

164,74539

11

17,80708

94,982191

12.0

10,35391

55,227273

k

33,21821

177,18445

Результаты расчетов заносим в таблицу 1.11:


Таблица суммарных приведенных моментов и ординаты приведенных моментов инерции звеньев второй группы.

Таблица 1.11

п/п

Ордината

мм

Ордината

мм

Ордината

мм

Ордината

мм

Ордината

мм

1

35,20359

24,20907

35,569528

59,41266

94,98219

2

64,98601

4,773992

94,985386

69,76

164,7454

3

73,63636

0

106,36364

73,63636

180

4

54,91473

4,773992

65,902258

59,68872

125,591

5

29,45203

24,20907

18,916022

53,66111

72,57713

6

18,40909

36,81818

0

55,22727

55,22727

7

29,45203

24,20907

18,916022

53,66111

72,57713

8

54,91473

4,773992

65,902258

59,68872

125,591

9

73,63636

0

106,36364

73,63636

180

10

64,98601

4,773992

94,985386

69,76

164,7454

11

35,20359

24,20907

35,569528

59,41266

94,98219

12.0

18,40909

36,81818

0

55,22727

55,22727

k

73,63636

0,201704

103,34638

73,83807

177,1844

Рис 1.3

  1.  Построение графика кинетической энергии звеньев первой группы.

       При построении кривой изменения Т11(φ1) кинетической энергии звеньев первой группы из ординат кривой ΔТ= ΔТ(φ) в каждом положении механизма вычисляем отрезки УIIc , изображающего кинетическую энергию ТII звеньев второй группы в масштабе μА, ибо  I1= ΔТ- ТII. Для этого на соответствующих ординатах графика ΔТ= ΔТ(φ) отрезки УIIc откладываются вниз от кривой ΔТ= ΔТ(φ). Величины отрезков У/ТIIіопределяются по формуле:

                        ТIIі                         (мм)                         (1.30)

Результаты расчетов заносим в таблицу 1.12

Таблица кинетической энергии звеньев первой группы.

Таблица 1.12

Полож.

УТII,

мм

Y/TII,

мм

1

94,982191

1,341553

2

164,74539

2,326907

3

180

2,542367

4

125,59098

1,77388

5

72,577127

1,025098

6

55,227273

0,780044

7

72,577127

1,025098

8

125,59098

1,77388

9

180

2,542367

10

164,74539

2,326907

11

94,982191

1,341553

12.0

55,227273

0,780044

k

177,18445

2,502599

      Построенная кривая и будет кривой изменения кинетической энергии звеньев первой группы механизма.

  1.  
    Определение приведенного момента инерции звеньев первой группы.

     Построив кривую ТI=TI(φ), находим на ней точки соответствующие значению ТImax и TImin  соответственно, проецируем их на ось ординат и получаем отрезок ab=30,7мм.

     Момент инерции звеньев первой группы, обеспечивающий заданную неравномерность движения входного звена определяется по формуле:

( кг / м2 )   (1.31)

     Момент инерции дополнительной маховой массы определяется по формуле:

( кг*м2)            (1.32)

   где : - сумма приведенных моментов инерции вращающихся  деталей, связанных с начальным звеном постоянным передаточным отношением.

Для рассматриваемого механизма:

(кг*м2)                   (1.33)

(Сумма приведенных моментов инерции кривошипа и ротора электродвигателя).

  1.  
    Определение угловой скорости начального звена

      Из теории известно, что при установившемся движении, при малом значении коэффициента неравномерности, изменения кинетической энергии ТI приблизительно пропорционально изменению угловой скорости  звена приведения.

      Поэтому подученная кривая Т11(φ1) одновременно является приближенной кривой изменения угловой скорости начального звена, масштабный коэффициент которой определяется по формуле:

   (с-1 / мм)                (1.34)

    т.к. точки а и в на графике ω1=ω1(φ) соответствуют максимальному и минимальному значениям угловой скорости начального звена, то ось ω1ср пересечет отрезок ab посередине.

      Положения оси абсцисс графика ω1=ω1(φ) определяется ординатой Уω1ср , равной:

             (мм)                       (1.35)   

    Угловая скорость в iм положении определяется из графика   ω1=ω1(φ)  по формуле:

( с -1)                       (1.36)

   где:

ΔУω1i - ордината графика ω1(φ), измеренная от оси ω1ср.

Таблица угловых скоростей начального звена

Таблица 1.13

Положение

ΔУω1i, мм

ω1, с-1

1

22,85

23,89416

2

16,35

23,65071

3

9,59

23,39752

4

3,55

23,17131

5

2,65

23,1376

6

8,55

23,35857

7

14,63

23,58629

8

19,95

23,78554

9

22,85

23,89416

10

0,75

23,06644

11

19,44

23,76644

12.0

22,85

23,89416

wсред

23,55024

    Проверим величины максимальной и минимальной угловой скорости начального звена по формулам:

       с-1         (1.37)

           с-1           (1.38)

    Сравнивая полученные значения ωmax иωmin  с приведенными в таблице 1.13 видно, что значение максимальной и минимальной угловых скоростей начального звена определенных графическим и аналитическим методом совпадают.

  1.  
    Определение угловых ускорений начального звена

Угловое ускорение начального звена в требуемом положении можно определить из уравнения движения механизма, записанного в дифференциальной форме и решенного относительно  ε :

                       (1.39)Найдём суммарный приведенный момент сил MП(4) он вычисляется по формуле :

MП(k) = -MПС(k) + MПД                      (1.40)

где :

MПС(4)берём из таблицы (1.5)

MПД  = *  μм определяем из графика Мп(φ1)

Подставляя значения получим :

Величина и знак производной   определяем по графику InII =InII(φ1)  равенства :

                  (1.42)

где :

ψ1 = 33.37 - угол наклона касательной кривой   InII(φ1)   в положении  к, отсчитываемый от положительного направления оси абсцисс в направлении против часовой стрелки.

Тогда подставляя значения получим :

      (м / с2)

  •  
    1.  Выбор электродвигателя

  Определяем потребляемую мощность электродвигателя

      (Вт)        (1.43)

    Определяем расчетную мощность электродвигателя:

                   (Вт)                (1.44)

где:

По каталогу выбираем двигатель марки 4А 90 S6 мощностью 5 кВт с синхронной частотой вращения ротора nдс = 1000об / мин

Номинальная частота вращения ротора :

nдн= 750об / мин

 Находим допускаемый коэффициент неравномерности :

                               (1.45)

  Так как ; 0,04 0,112676то двигатель переходит в генераторный режим



2. Силовой анализ рычажного механизма

  1.  Исходные данные для проектирования

Исходные данные для выполнения силового анализа рычажного механизма насоса приведены в табл. 1.1, пользуясь которыми вычерчиваем схему механизма в исследуемом (четвёртом) положении в масштабе.  

Параметры

Обозначение

Единица

Числовое значение

Длина кривошипа

м

0.034

Длина шатуна

м

0.2

Кривошипа и кулачка

мин-1

220

Сила тяжести:

Шатуна

Н

450

Ползуна

Н

650

Момент инерции шатуна

0.9

Угловая координата кривошипа при силовом расчете

0

80

Коэффициент неравномерности вращения вала кривошипа

-

1/12

Угловое ускорение

ε

(м / с2)

23.25

  1.  Построение плана положений механизма для координаты φ.

Это построение производим в такой последовательности:

 Выбираем масштабный коэффициент длины, который должен соответствовать стандартному масштабу по ГОСТ 2.302-68 (СТСЭВ 1180-78).       

Тогда масштабный коэффициент определяется по формуле (1.2):

0,001                                    (1.2)

       В принятом масштабе длин размеры звеньев механизма на чертеже будут иметь следующие значения:

34                               (1.3)


Метод построения планов положения механизма

  •  Наносим на лист неподвижную ось О и проводим горизонтальную линию α­α .
    •  Далее из т.О радиусом ОА проводим окружность которую описывает т.А кривошипа 1.
    •  Затем вычерчиваем механизм в произвольном положении, за которое принимаем положения кривошипа ОА, определяемое заданным углом.
    •  На отрезку АВ отмечаем  положения центра масс звена т.S2.

  1.  План скоростей механизма

Находим угловую скорость ω1 по формуле (1,4):

23    (1.4)

  По направлению скорость т.А перпендикулярна кривошипу ОА и направлена в сторону угловой скорости ω1 и вычисляется по формуле:

230.138  (1.5)

   Для построения планов скоростей найдём масштабный коэффициент скорости μV по формуле:

0.138/700.0119                                (1.6)

где :   Ра - длина вектора скорости т.А на плане скоростей, мм

Vaскоростьт. А


  1.  План ускорений механизма

План ускорений строится в такой же последовательности, как и план скоростей. Ускорение точки А4 кривошипа I равно геометрической сумме нормального и касательного ускорений :

               (м / с2)                         (2.1)

где :  - нормальное ускорение точки А вдоль звена ОА к центру  вращения О.

- касательное ускорение точки А при ее вращении относительно оси О, направленное перпендикулярно к звену ОА в сторону  ε1.

       Модули ускорений определяется по формулам (2.2) и (2.3):

      (м / с2)                    (2.2)

       (м / с2)             (2.3)

Произвольно выберем полис Р.  От него в направлении от точки  А   к точке   О, глядя на схему механизма,  откладываем произвольную величину отрезка , изображающего вектор .

Масштабный коэффициент плана ускорений подсчитываем по формуле :

     (м/ мм *c -2)          (2.4)

Затем вычисляем отрезок   , изображающий касательное ускорение точки А.

      (мм)                   (2.5)

От конца отрезка  Pn  плана ускорений проводим луч, перпендикулярный к кривошипу OA  в направлении углового ускорения  ε1 и откладываем отрезок . Соединив конец этого отрезка с полюсом P, получим вектор Pa  абсолютного ускорения точки A являющейся общей для кривошипа.

Точка В одновременно принадлежит звеньям 2 и 3. Используя теорему о сложении ускорений при плоском движении фигуры. Записываем векторное уравнение :

                     (м / с 2)                ( 2.6)

где :- нормальное ускорение точки  В  по отношению к точке А, оно вычисляется по формуле :

        (м / с 2)              (2.7)

тангенциальное ускорение точки В по отношению к точке А.                    

Используя теорему о сложении ускорений при сложном движении точки. Ускорение точки В будет равно :

                 (м / с 2)                (2.8)

где :

- ускорение точки Вн = 0, так как направляющая неподвижна;

= 0 кориолисовое ускорение; для определения его направления следует вектор относительной скорости повернуть на 90° по направлению угловой скорости кулисы;

-  относительное ускорение к точке Вн, известно только по направлениюОно направлено параллельно линии α-α.                  

                    (2.9)

Через конец вектора  проводим прямую параллельную звену АВ

и на ней откладываем аn2:

              (мм)                (2.10)

Через точку n2 проводим линию, параллельную тангенциальному ускорению   ,  т. е. перпендикулярную ВА.

Абсолютное ускорение параллельно направляющим ползуна, для чего через полюс Р проводим прямую, параллельную  α-α. В пересечении двух линий и лежит точка «b » - конец вектора абсолютное ускорения точки В.

Вектор  изображает абсолютное ускорение точки В.  

Вектор  изображает полное относительное ускорение ( направленное к точке В)

Вектор  изображает касательное ускорение .

Пользуясь планом ускорений определяем модуль и направление ускорений точек и углового ускорения ε2 шатуна АВ :

              (м / с 2)                (2.11)

       (м / с 2)                (2.12)

            (м / с 2)                (2.13)

где :  длины отрезков, взятые из плана ускорений.

Определяем угловое ускорение по формуле :

-2)               (2.14)

Определяем угловое ускорение ε2 по направлению. Для этого мысленно переносим в точку В вектор тангенциального ускорения . Видим, что оно стремится вращать звено 2 относительно точки А против часовой стрелки, значит ε2 направлено против часовой стрелки.

  1.  
    Определение сил инерций звеньев

В центрах масс звеньев группы S2и S3 приложены силы тяжести G2 и G3и главные векторы сил инерции Фi . Найдем Ф2 и Ф3 :

           ( Н )           (2.15)

          ( Н )            (2.16)

Знак « - » в этих формулах говорит о том, что главные векторы сил инерции направлены в сторону, противоположную ускорению центру масс. Звено 2 (шатун) нагружен еще главным моментом сил инерции.

      (Н * м)              (2.17)

Знак « - » говорит о том, что главный момент направлен в противопожную сторону от ε2. Неизвестным являются приложенные реакции   и     в шарнирах А и В. Со стороны направляющей на ползун действует еще неизвестная сила  . Задача по определению распадается на 3 этапа :

1.Определение  нормальной составляющей реакции ;

2.Определение тангенциальной составляющей реакции   и реакции ;

3.Определение  реакции  

  1.  Силовое исследование структурной группы  2-го класса 2-го порядка

Определение реакций начинаем со структурной группы,  наиболее удаленной от входного звена I. Наиболее удаленной является двухпроводковая группа,  состоящая из звеньев 2 и 3.

  1.  Схема силового нагружения структурной группы

Вычерчиваем кривошип 2 и ползун 3 в масштабе. На нее действуют внешние силы: полезного сопротивления, тяжести, моменты сил  инерции.

Центра масс звеньев S2 и S3  приложенные силы тяжести  G2 и G3 и главный момент сил инерции Ф2 и Ф3 . Звено 2 (шатун) ещё нагружено главным моментом сил инерции МФ. К Звену 3 (ползун) приложена сила полезного сопротивления Fп.с. её величина находится из диаграммы сил полезных сопротивлений. В кинематических парах а и b действуют реакции  и  = -  не известны не по модулю ни по направляющей на ползун действует реакция   известная по направлению но не известна по модулю она направлена перпендикулярно α-α    Реакцию расположим на 2 составляющие  перпендикулярную  и параллельную .

  1.  Определения тангенциальной составляющей реакции

Неизвестную ни по величине, ни по направлению реакции   разложим на 2 составляющие: перпендикулярную звену с индексом τ и параллельна звену с индексом n.Составим уравнение:

                           (2.18)

Направлениями составляющих  и  задается первоначально производно. Для определения тангенциальной составляющий записываем сумму моментов всех сил, действующих на звено 2 относительно  точки В и приравниваем ее к нулю:

(Н)

Знак « - »  означает, что направленная реакция  в противоположную сторону.

  1.  Определения нормальной составляющей реакции  и реакции

Для определения   и  записываем условия равновесия всей структурной группы в форме сил. Геометрическая сумма всех сил, действующих неструктурную группу должна быть равна нулю:

                           (2.18)

Масштабный коэффициент :µF= H / мм

Откладываем векторы по порядку пока не дойдём  до точки d

               (2.19)                      ( мм )

(2.20)                      ( мм )

            (2.21)                      ( мм )

          (2.22)                       ( мм )      

            (2.23)                      ( мм )    

Из точки «f » проводим линию, параллельную линии вектору R30 , т.е. перпендикулярно линии α-α . А из точки а проводим линию, параллельную соответствующей реакции , т.е. параллельную отрезку  АВ. Эти линии пересекутся в точке h. Таким образом определяеммодули соответствующих

      (2.24)                           ( мм )

  1.  Определение внутренней реакции  R32

Определяем R32 = - R23 Для этого записываем условие равновесия звена 3 в формуле сил.Геометрические суммы всех сил действующих на звено 3 должны быть равны нулю.

Заключаем точки h и d . Получаем реакцию R32 .

Отсюда

(2.25)                   ( мм )

  1.  Кинематика ведущего звена.

Находим главный момент сил инерции

(Н * м )(2.26)     

Знак «-» означает что главный коэффициент сил инерции направлен сторону противолежащею

Геометрическая сумма всех сил действующих на звено 1 равна нулю.

В соответствии с углами давления

     (2.27)     ( Н * м )

  1.  Теория правильности расчета силового расчета

Расхождение результатов



  1.  Синтез зубчатой передачи
    1.  Исходные данные для проектирования зубчатой передачи

Параметры

Обозначение

Единица

Числовое значение

Модуль зубчатых колес

мм

15

Число зубьев шестерни

z1

-

13

Число зубьев колеса

z2

-

23

  1.  Параметры исходного производящего контура

        Образование боковых поверхностей зубьев колес осуществляют методами обработки металлов резанием, давлением (прокатка, штамповка) или путем отливки. Наиболее, распространенным является зубонарезание на станках методом огибания. В этом случае режущие кромки лезвийного инструмента в процессе главного движения резания образуют воображаемую поверхность, которая в относительном движении с заготовкой (движении огибания) является огибающей для обрабатываемой поверхности зуба. Такую воображаемую поверхность называют производящей поверхностью. Воображаемое зубчатое колесо, у которого боковыми поверхностями зубьев являются производящие поверхности, называют производящим зубчатым колесом, а его контур в сечении производящим контуром.

Контур зубьев производящей рейки в сечении плоскостью, перпендикулярной ее делительной плоскости, называют исходным производящим контуром (ИПК). В зависимости от расположения сечения относительно линии зуба различают торцовый, осевой и нормальный исходные производящие контуры исходным производящим контуром .При профильной модификации поверхности зуба, в результате которой номинальный профиль зуба начинает в заданной точке отклоняться от теоретического профиля с монотонным возрастанием отклонения по мере удаления от этой точки к вершине зуба (модификация головки) или к основанию зуба (модификация ножки).

Применение профильной модификации головки заключается в небольшом изменении профиля за счет его срезания в верхней части зуба. Оно необходимо для устранения кромочного зацепления, ударов заклинивания и уменьшения шума при работе,   обусловленных изгибом зубьев под нагрузкой, а также отклонениями э шаге зубьев из-за неточностей при зубонарезание.

Зубчатое зацепление производящего колеса с обрабатываемым зубчатым колесом называют станочным зацеплением.

Параметры исходного контура эвольвентой цилиндрической передачи согласно ГОСТ 13755-

       Коэффициент радиального зазора--------------- С * = 0,25

       Коэффициент высоты головки зуба -------------

      Угол главного профиля -----------------------------

       Коэффициент граничной высоты ----------------

       Коэффициент глубины захода --------------------

Для  прямозубого колеса с модулем m = 5 мм принимают  мм/м. В отличие от высотных размеров, которые одинаковы для торцового и нормального исходных профилей, шаговые и угловые размеры отличаются и это следует учитывать при вычерчивании исходным производящим контуром.

Шаг зубьев по делительной прямой исходным производящим контуром для прямозубых колес р = π * m.

Радиус кривизны  ρf переходной кривой зуба ρf= 0,38*m, для нормального исходного контура.  Прямая, разделяющая зуб по высоте на две равные части, называются делительной.На исходным производящим контуром отмечаются еще четыре линии, параллельные делительной прямой и проходящие по основаниям впадин зубьев, по их вершинам и через точки сопряжения прямолинейной часта зуба дугами радиусов ρf.

С помощью исходным производящим контуром представляется возможным нарезать как нулевые, так и исправленные (корригированные) колеса.

При нарезании нулевого колеса делительная прямая исходным производящим контуром касается делительной окружности колеса. При нарезании корригированного колеса с положительным смещением она отодвинута от делительной окружности - от оси вращения колеса на величину, равную хm,  где х - коэффициент смещения. При нарезании отрицательного колеса длительная прямая исходным производящим контуром придвинута к центру колеса на величину отрицательного смещения, равного

  1.  Выбор коэффициента смещения

Положение исходного производящего контура относительно делительной окружности проектируемого зубчатого колеса оказывает влияние на форму профиля зуба в торцовом сечении, следовательно, и на эксплуатационные свойства проектируемого зацепления. За нулевое смещение принимают такое положение исходного производящего контура, при котором его делительная прямая касается делительной окружности зубчатого колеса.

Расстояние по нормали между делительной прямой исходного производящего контураи делительной окружностью колеса называют смещением, а отношение величины смещения к расчетному модулю называют  коэффициентом смещения и обозначают буквой  x.Расчетный модуль m линейная величина, в  πраз меньшая нормального шага зубьев по делительной окружности. Коэффициент смещения величина безразмерная, но имеет знак: х >0, если делительная прямая исходного производящего контура располагается вне делительной окружности нарезаемого колеса, т. е.  смещение осуществляют в сторону увеличения станочного расстояния, и x < 0, если при смещении делительная прямая исходного производящего контура  пересекает делительную окружность зубчатого колеса. Коэффициенту смещения xприписывают индексы: 1 для шестерни x1 ,2 для колеса х2.

Коэффициент смещения влияет на форму зуба, который может оказаться в пределе подрезанным или заостренным.Предельные значения коэффициента смещения, соответствующие наименьшему и наибольшему смещениям исходного производящего контура, обозначает: хmin, хmax коэффициент наименьшего смещения исходного контура, при котором отсутствует геометрическое заострение зуба.

   Расчетное значение коэффициента смещения х должно быть в пределах: хmin  х х. = 0,5                                                               

 Для ориентировочного выбора коэффициентов смещения на рис.1

приведены графики x(z), ограничивающие область, в которой не наблюдается ни подреза зуба (граничная линия 1), ни заострения вершины (граничная линия 2).


  1.  Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

Вычислениях проводить в такой последовательности:

1. Коэффициент  суммы смещений:

  где :

- коэффициент смещения при числе зубьев z1= 13

- коэффициент смещения при числе зубьев z2= 25

  1.  Угол зацепления :

Угол  находят по таблицам эвольвентой функции (см. Приложение III (Попов С.А. « Курсовое проектирование »))  = 26°

3. Межосевое расстояние аw:

                 ( мм )

  1.  Делительные диаметры и :

                                 (мм)

                                 (мм)

  1.  Делительное межосевое расстояние а :

                              (мм)

  1.  Коэффициент воспринимаемого смещения y:

7. Коэффициент уравнительного смещения у :

8. Радиусы начальных окружностейи :

(мм)

(мм)

Проверка вычислений:

=  + (мм)

9.Радиусы вершин зубьев и :

(мм)

(мм)

  1.  Радиусы впадин и :

(мм)

(мм)

11. Высота зубаh :

(мм)

12. Толщины зубьев по делительной окружностиS1 и S2 :

                       (мм)

13. Радиусы основных окружностей:
                                                                             (мм)

                                                                  (мм)

14. Шаг р:

                                        (мм)


Учитывая, что коэффициент для построения , занесем данные  в таблицу  1.17

                                                                                                                      Таблица 1.17

Наименование

Обозначение

Единицы измерения

Расчетные данные

Межосевое расстояние

мм

500

Радиусы начальных окружностей

мм

171.1

328.9

Радиусы основных окружностей

мм

153.7

295.6

Радиусы вершин зубьев

мм

197.9

349.0

Радиусы впадин

мм

144.7

295.8

Высота зуба

h

мм

53.5

Шаг

р

мм

79

  1.  
    Вычерчивание картины эвольвентного зацепления

Для построения картины эвольвентного зацепления выбираем масштабный коэффициент из расчета, чтобы центры обоих колес находились на чертеже, а межосевая линия располагалась горизонтально. Откладываем межосевое расстояние, проводим начальные, делительные, основные окружности, а также окружности вершин и впадин колес. Проводим касательную к основным окружностям. Точки касания с основными окружностями обозначены N1 и N2. Отрезок N1П разделим на 4 равных участка. За точкой N1 влево по линии зацепления откладываем два таких же участка. По дуге основной окружности вправо от точки N1 откладываем дуги, равные отрезкам 1П , 12 и т.д. От точки N1 влево по основной окружности откладываем две дуги, равные вышеназванным отрезкам. От точек 1,2 и т.д. проводим касательные к основной окружности, на которых откладываем соответствующее количество участков. Соединяем отрезки на касательных с помощью лекала и получаем эвольвенту, которая будет правым профилем зуба первого колеса.

От точки пересечения эвольвенты с делительной окружностью по дуге этой окружности откладываем влево половину толщины зуба. Через конец этой дуги проводим осевую линию зуба, соединив с осью первого колеса. Участок профиля между основной окружностью и окружностью впадин выполнен прямой линией, параллельной оси симметрии зуба. Галтель выполнен дугой окружности.

Затем строим левую половину зуба с помощью шаблона (или по закону симметрии). Проводим оси симметрии двух соединенных зубьев. Отложив от точки пересечения оси первого зуба с делительной окружностью влево и вправо шаг Р колеса. С помощью шаблона строим соединенные зубья или по закону симметрии.  Далее на чертеже выделяем активную часть линии зацепления, рабочие участки А1В1 и А2В2 профилей зубьев ( на чертеже показаны в виде заштрихованных полосок).

По данным таблицы 3.1 строим графики изменения коэффициентов относительного скольжения в зависимости от изменения положения точки К контакта сопряженных профилей на линии зацепления. За начало координат принимаем точку П полюс зацепления. Положительное направление оси абсцисс графика  совпадает с направлением перемещения точки контакта профилей при ведущем колесе 1.

  1.  Показатели качества работы зубчатой передачи
    1.  Коэффициент перекрытия

К качественным показателям относятся коэффициент перекрытия и коэффициент относительного скольжения зубьев, коэффициент удельного давления, а также некоторые другие коэффициенты, которые в курсах теории механизмов и прикладной механике не рассматриваются.

Качественные показатели позволяют оценивать плавность, бесшумность, прочность, возможный износ зубьев колес передачи при ее проектировании, и сравнить ее с другими передачами по тем же показателям. Такая оценка важна для рационального выбора смещений исходным производящим контуром при проектировании.

Коэффициент перекрытия, ξ а  позволяет оценить плавность и непрерывность зацепления. Для плавной безударной работы передачи необходимо, чтобы каждая последующая пара зубьев входила в зацепление до того, как предыдущая пара выйдет из него. Величина перекрытия характеризуется коэффициентом перекрытия, выражающим отношение угла зацепления к угловому шагу зубчатого колеса и определяется по формуле :

Коэффициент перекрытия показывает, сколько пар профилей зубьев, попеременно участвуют в зацеплении. Для нормальной работы прямозубой передачи коэффициент перекрытия должен быть больше 1. При 1.15  15% всего времени работы передачи в зацеплении находятся 2 пары профилей зубьев, а 85% времени работы -1 пара профилей зубьев, т.е. в зацеплении попеременно находятся то 2 пары профилей зубьев, то 1 пара.

  1.  Коэффициент удельного и относительного скольжения профилей

Степень вредного влияния скольжения профилей в процессе работы характеризуется коэффициентами относительного скольжения зубьев. Коэффициенты относительного скольжения зубьев учитывают влияние геометрических и кинематических факторов на величину относительного проскальзывания профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения и давление одного профиля на другой при передаче усилий приводит к износу профилей. В зубчатой передаче необходимо учитывать, что зубья большого колеса находятся в зацеплении в U1 2  раза меньше, чем зубья шестерни. Коэффициенты относительного скольжения зубьев определяются по формулам :

   ( мм )

   ( мм )

       где :

- расстояние от полюса зацепления до точки контакта пары зубьев ;

и    - расстояние от точек касания линии зацепления с основными окружностями соответственно шестерни и колеса до полюса.

Из этих формул следует, что с удалением точки контакта профилей от полюса, коэффициенты скольжения возрастают, причем интенсивно на ножках зубьев. В инженерной практике о качестве передачи принято судить по максимальным значениям коэффициентов скольжения на ножках зубьев, которые соответствуют входу и выходу пары зубьев из зацепления.

Таблица коэффициентов относительного скольжения зубьев

Наименование

Размерность

Длина

Lpk

мм

41,98

31.03

15.52

00

15.74

31.49

43,96

LpN1

мм

75.29

LpN2

мм

144.7

λ1

-

1.57

0.825

0.34

0

0.252

0.446

0.6

λ2

-

1.455

0.777

0.324

0

0.243

0.432

0.583

мм

70

36.762

15.171

0

11.238

19.762

26.769

мм

64.882

34.882

14.425

0

10.823

19.249

25.986

Масштабный  коэффициент для построения графика относительного скольжения зубьев определяем по формуле :

Коэффициент удельного давления  θ  учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на значаще контактных напряжений. За расчетный коэффициент удельного давления принимают такой, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления, т. к. при прямозубом зацеплении в полюсе чаще всего контактирует только одна пара профилей зубьев. Значение коэффициента удельного давления в полюсе рассчитывают по формуле :



Заключение

В процессе выполнения курсового проекта по проектированию и исследованию механизмов процесса получены следующие результаты:

  1.    Момент инерции маховика, обеспечивающего заданный коэффициент движения входного звена Im, составляет 14.35
  2.    Истинная угловая скорость входного звена в исследуемом положении80град
  3.    Угловое ускорение входного звена  в положении 23.23,движение замедленное;
  4.  Спроектирована, входящая в состав привода пара цилиндрических  зубчатых колес с подвижными осями при z=13z=25 m15_и построена картина из зацепления;
  5.    Минимальный радиус кулачка центрального кулачкового механизмаR=121;
  6.    Построен профиль кулечка, обеспечивающий заданный закон движения толкателя- равномерное изменение ускорение по треугольнику;
  7.   Жесткость пружины, обеспечивающий силовое замыкание высшей кинематической пары кулачок-ролик составляет 1181.38.



Список литературы

  1.  Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит. 1988. - 640 с.
  2.  Теория механизмов и машин: Учебник для втузов / К.В.Фролов, С.А.Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В.Фролова. -М.: Высш. школа.,

.1987. - 496 с.

3. Левитская О.Н,  Левитский Н.И. Курс теории механизмов и

машин: Учеб. пособие для мех. спец. вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. шк.,  1985. - 279 с.

 4. Озол О.Г. Теория механизмов и машин: Пер. с латыш. / Под ред. С.Н.Кожевникова. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит.,  1984. - 432 с.

5. Попов С.А, Курсовое проектирование по теории механизмов и ма
шин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов / Под ред. К.В.Фро
лова. -М.: Высш. шк.,  1986. - 295 с.

6. Лабораторный практикум и курсовое проектирование по теории
механизмов и машин с использованием ЭВМ: Учеб. пособие для техн. вузов /
А.М. Ашавский, В.Ф. Балабанов, В.С. Шейнбаум и др.; Под ред. А.М Ашав--
ского. - М.: Машиностроение,  1983. - 160 с.

      7. Юдин В.А., Барсов Г.А., Чупин Ю.Н. Сборник задач по теории механизмов    и машин: Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - М. Высш. шк.,  1982. - 215 с.

      8 Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. - 2-е изд., яерераб. и доп. - М.: Машиностроение,  1987. - 560 с.   

      9. Решетов Л.Н. Самоустанавливающиеся механизмы: Справочник. -2-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение,  1985. - 272 с.

      10.  Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / А.С.Кореняко и др. - Киев: Выщашк.,  1970. - 332 с.

      11.  Левитский Н.И. Колебания в механизмах: Учеб. пособие для втузов. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит.,   1988. - 336 с.

      12.  Теория механизмов и машин:   Учебник / К.И.Заблонский И. М. Декин. - Киев: Выщашк. Голов. Изд-во,   1989. 375 с

      13.  Кожевников С.Н. Основы структурного синтеза механизмов. " Киев: Наук, думка,  1979. - 232 с.



 

Другие похожие работы, которые могут вас заинтересовать.
1947. Уравнения движения механизма 311.72 KB
  Закон движения модели такой же как и закон движения начального звена механизма см. Основой для составления уравнения движения механизма с одной степенью свободы служит теорема об изменении кинетической энергии: 7. Уравнение движения в энергетической форме.
1948. Основные режимы движения механизма 597.11 KB
  Из этого заключения следует что приращения кинематической энергии за цикл не происходит и угловая скорость в начале и конце цикла одинакова. Для динамической модели: Тогда используя уравнение теоремы об изменении кинетической энергии можно записать: с достаточной степенью точности Принибрегая маленькими значениями и членами с этими значениями т.5 предназначается для расчета маховых масс по Мерцалову Способ Мерцалова основан на определении кинетической энергии всех звеньев механизма и последующим выделением из этой кинематической...
18161. Технология педагогического процесса этико-правового воспитания школьников начального звена 272.81 KB
  В силу того что правовое обучение на данной ступени имеет эмпирическую окраску имеет целью решении наиболее оптимальной задачи для данного возраста – формирование и развитие гуманистической личности соблюдающей нормы и законы имеет гражданские чувства и чувства личного характера могущей защищать свои права уметь приспосабливаться к условиям где живет учится. Теоретическая и практическая значимость исследования актуальны тем что в нем рассматривают наболевшие вопросы теории и практики этико-правового обучения особенности содержания и...
17983. АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ МЕХАНИЗМА ТРАНСФОРМАЦИИ СБЕРЕЖЕНИЙ НАСЕЛЕНИЯ В БАНКОВСКИЕ КРЕДИТЫ НА ПРИМЕРЕ АКБ «МОСКОВСКИЙ БАНК РЕКОНСТРУКЦИИ И РАЗВИТИЯ» 1.53 MB
  Оценить эффективность механизма трансформации сбережений населения в банковские кредиты; определить пути активизации привлечения сбережений населения в финансово-кредитную сферу; рассмотреть банковские вклады, как альтернативу в трансформации сбережений населения в инвестиции.
19073. Анализ распространения решений европейского суда по правам человека на российскую судебную практику и механизма осуществления защиты прав российских граждан 7.39 MB
  Конституции РФ каждому гарантируется право в соответствии с международными договорами РФ обращаться в межгосударственные органы по защите прав и свобод человека если исчерпаны все внутригосударственные средства правовой защиты. Повышается активность обращения граждан России в суды для защиты своих прав и свобод например споры с государственными институтами по вопросам выплат денежных пособий обеспечения жильем вопросам гибели мирных жителей и так далее. Под влиянием решений Европейского суда по правам человека далее...
21304. Исследование кривошипно-ползунного механизма 284.45 KB
  Вторая группа проблем посвящена проектированию механизмов с заданными структурными кинематическими и динамическими свойствами для осуществления требуемых движений т. Вывод зависимостей для расчета кинематических параметров. Это будет выглядеть так: Далее находим аналог ускорений для этого дифференцируем предыдущее выражение. В итоге для лучшего анализа механизма принимаем первое угловое положение входного звена.
7223. КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА 189.42 KB
  Перемещение поршня. Скорость поршня. Ускорение поршня. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра Криво-шипношатунный механизм KШM является основным механизмом поршневого ДВС который воспринимает и передает значительные по величине нагрузки.
7765. Рынок. Функционирование рыночного механизма 34.83 KB
  Понятие Рынок. Иными словами появилось производство на рынок для удовлетворения потребностей других людей. Итак рынок – это способ взаимодействия производителей и потребителей на основе действия механизма спроса и предложения.
79. Изучение и использование механизма слоев 117.98 KB
  Таким образом можно сформулировать определение: слой – часть плоского чертежа обладающая некоторым набором свойств и необходимая для упрощения процесса разработки редактирование или восприятия чертежа. Слой характеризуется следующим набором свойств: имя слоя; текущий цвет усановленный в слое; текущий тип линии; слой включен выключен; слой заморожен разморожен; слой блокирован разблокирован. Поясним некоторые из свойств: если свойство “включен выключен†установлено в состояние “выключен†то слой вместе со всеми...
19566. Автоматизированный электропривод механизма поворота экскаватора ЭКГ-5 1.98 MB
  Большой объём земляных работ на открытых горных работах угольной промышленности выполняется мощными одноковшовыми и роторными экскаваторами с электрическим приводом. Рост мощностей этих машин обусловливает увеличение мощностей приводов главных механизмов. Поэтому с точки зрения экономии как капитальных затрат на создание приводов, так и расхода электроэнергии во время эксплуатации машин, вопросу расчета привода и главным образом правильному определению мощности и выбору двигателей необходимо уделять большое внимание.
© "REFLEADER" http://refleader.ru/
Все права на сайт и размещенные работы
защищены законом об авторском праве.