Курсовая: Расчет кривошипного механизма - текст курсовой. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Курсовая

Расчет кривошипного механизма

Банк рефератов / Физика

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Курсовая работа
Язык курсовой: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Архив Zip, 74 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникальной курсовой работы

Узнайте стоимость написания уникальной работы

31 Задание Таблица 1-Исходные данные Параметры Обозначения Единица Значение 1. Размеры звеньев рычажного механизма LAS2=0.5LAB LBS4=0.5LBC LO1A LAB LBC L1 L2 L ВО 2 м м м м м м 0.27 2.23 0,95 0,06 0,07 0,27 2 Частота вращения электро двигателя nдв об/мин 720 3. Частота вращения кривоши па и кулачка. N1=nk об/мин 62 4. Массы звеньев m2 m3 m4 m5 кг кг кг кг 0,35 0,10 0,4 1,05 5. Момент инерции звеньев Js2 Js3 Js4 Jдв кг.м2 кг.м2 кг.м2 кг.м2 0.041 0.0016 0.026 0.02 6 Максимальная сила сопрот ивления F kH 3,5 7. Коэффициент неравномерн ости вращения кривошипа. - 1/8 8. Положение кривошипа1 при с иловом расчёте. 1 град 150 9. Модуль зубьев колёс плане тарного редуктора m1 мм 3 10. Числа зубьев колёс переда чи равносмещённого зацепления ZA ZB - - 15 30 11. Модуль зубчатых колёсZA и ZB m мм 6 12. Ход толкателя кулачковог о механизма h мм 20 13. Фазовые углы поворота кул ачка BB n= 0 град град 130 60 14. Допускаемый угол давлени я Vдоп град 30 Введение Курс теории механизмов и машин рассматривает общие методы исследовани я и проектирования и является обще технической дисциплиной, формирует знание инженеров по конструировани ю, изготовлению и эксплуатации машин. Общие методы синтеза механизмов по зволяют будущему инженеру определять многие параметры п роектируемых механизмов и машин . Даёт основы для подготовки инженеров-механиков по технологии изготовления и экспл уатации машин. Знание видов механизмов, их кинематических и динамически х свойств, методов их синтеза, даёт возможность инженеру ориентироватьс я не только в принципах работы, но и в их технологической взаимосвязи на п роизводстве. Курс теории механизмов и машин является основой для изучен ия последующих дисциплин. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин является самосто ятельной творческой работой студентов. В процессе разработки курсовог о проекта студент должен решить ряд расчётно-графических задач, с решени ем которых инженеру-конструктору приходится встречаться на современно м производстве. Цель курсового про екта - развить у студентов навыки самостоятельного решения компле ксных инженерных задач, приобретение навыков оформление конструкторск ой документации в со ответствии с требованиями ЕСКД. 1.1 Построение плана механизма План механиз ма стр оим для тринадцати положени й. Построение начнём с выбора длины отрезка кривошипа (54мм), обозначим через О1А длину отрезка кривошипа в миллиметрах а через lO1A - истинную длину кривошипа в метрах, составив отнош ение истинной длины к длине отрезка получим значение масштабного коэфф ициента. (1.1) По значению l находим :длины отрезков остальных звеньев механизма в миллим етрах . Для этого истинные длины звеньев в метрах делим на масштаб l. Отрезком О1А, как радиусом, изображаем окружность с центром в точке О1. Путем вращения О1А отрезка находим два крайних (мертвых) положения механ изма. В мертвых положениях кривошип и примыкающий к нему шатун находятся на одной линии. После нахождения мертвых положений механизма и определения направлени я вращения кривошипа строим плана механизма. За исходное нулевое выбираем первое мертвое положение механизма. После дующие положения строим через 30° поворота кривошипа. 1.2 Построение плана аналогов скоростей Определим скорость точки А. Зная частоту вращения кривошипа О1А и его дли ну, определим скорость точки А, используя формулу: (1.2) (1.3) где n1 – частота вращения кривошипа. =6,5 (рад/с) Скорость точки А во всех положениях механизма постоянна, и графически вы ражается вектором ра. Определим масштабный коэффициент плана скоростей. (1.4) где ра – отрезок на плане скоростей определяющий скорость точки А, мм. Определим скорость точки В. Для этого рассмотрим её движение относитель но точек А и О2 . Получаем систему уравнений. (1.5) где: VA - скорость точки А. VBA – скорость точки В относительно точки А. VВО2 – скорость точки В относительно точки О2. VО2 – скорость точки О2, равна, 0 т.к. данная точка неподвижна. Решая графическим методом систему уравнений (5), получим скорость точки В, которая графически выражается вектором рв. Для определения скорости точки С, рассмотрим её движение относительно т очек В и Сх . Получаем систему уравнений. (1.6) где: VВ - скорость точки В. VСВ – скорость точки С относительно точки В. VССх – скорость точки С относительно точки Сх. VСх – скорость точки К, равна, 0 т.к. данная точка неподвижна. Решая графическим методом систему уравнений (1.6), получим скорость точки С , которая графически выражается вектором рс. Отрезок рs2 скорости точки S2 находим по принципу подобия.. Длину отрезк а ps2 определяем из пропорции. (1.7) Аналогично находим скорость точки ps4 (1.8) Значения аналогов скоростей рs2 , ps4 , заносим в таблицу 2. Таблица 2. З начения аналогов скоростей рs2 , ps4. Положение механизма. 1 2 3 4 5 6 6’ 7 8 9 10 11 ps2 75 71 70 76 90 110 0 110 103 98 93 84 ps4 42 49 62 93 117 81 0 106 118 96 68 47 1.3 Динамический анализ механизма 1.3.1 Расчет и построение графика приведённого момента си л полезного сопротивления Рассчитаем значение приведённого момента сил поле зного сопротивления для данного положения механизма. В основу расчёта в озьмём теорему Н.Е. Жуковского о «жёстком рычаге». В соответствии с этой теоремой, построенный план скоростей, принимаем за «жёсткий рычаг» в соответственных точках которого приложим внешние си лы, предварительно повернув их на 900 . Принимаем что приведённая сила Fпр приложена в точке А механиз ма, перпендикулярно О1А и её момент направлен против вращения звена 1,на пл ане аналогов скоростей в соответственной точке а, перпендикулярно ра. На основании этого, запишем уравнение: (1.9) откуда: (1.10) где: F – сила cопротивления. (1.11) где: =88о14’ Полученные значения Fпр и силы сопротивления F заносим в таблицу 3. Положение механизма 0 1 2 3 4 5 6 6’ H 0 6 15 38 50 81 107 108 F 0 194 486 1231 1620 2625 3468 3500 Fпр 0 49 198 754 1537 3188 1274 0 pc 0 25 40 60 93 119 36 0 Приведённый момент равен : (1.12) Полученные значения приведённого момента Мпр заносим в таблицу 4, и на их основании строим график приведённого момента сил. Та блица 4. Приведённый момент сил Положение механизма 0 1 2 3 4 5 6 6’ Мпр, Нм 0 13 53 204 415 861 344 0 Выбираем мас штабный коэффициент, для построения графика приведённого момента сил. (1.13) Введём масштабный коэффициент угла поворота кривошипа. (1.14) 1.3.2. Построение графика работ сил полезного сопроти вления и сил движущих Для построения графика работ сил полезного сопрот ивления проводим интегрирование зависимости Мпр=Мпр( ) по обобщенной коорд инате (т.е. по углу поворота звена приведения - кривошипа), что приводит к по лучению требуемого графика Ас=Ас( ). Для получения наглядного результата применим метод графического интегрирования. Для этого вводим полюсное расстоян ие Н=60 (мм) и определяем масштабный коэффициент диаграммы работ. А= м Н (1.15) А=9.5 0,035 60=19.95(Дж) Построение этого графика возможно из-за того, что за цикл движ ения Ад=Ас. Внутри цикла Ад Ас, а разность Ад – Ас= Т – приращению кинетической энергии. Данны й график строим в масштабе т= А. Построение графика разности работ Т поводи следующим образом. Алгебраически с кладывая положительные ординаты диаграммы Ад=Ад( ) и отрицательные Ас=Ас( ) получим отрезки, которые откладываем от оси абсцис соблюдая знаки. Соединив линиями полу ченные точки, получим график разности работ Т. 1.3.3.Расчёт и построение графика приведённого мом ента инерции рычажного механизма Для построения требуемого графика на м понадобятся значения масс звеньев и момент ов инерции звеньев относительно центров масс, которые нам заданы в ТЗ на проектирование. По схеме механизма с учётом формы движения звеньев и на основании того, ч то кинетическая энергия звена приведения (кривошипа) равна суме кинетич еских энергий звеньев, запишем формулу. (1.16) где: 1 – мом ент инерции первого звена. I1=0.02(кг м2); IS2 – момент инерции второго звена; IS2=0,041(кг м2); I3 – момент инерции третьего звена; I3=0,0016(кг м2); IS4 – момент инерции четвёртого звена; IS4= 0,026(кг м2); m2 – масса второго звена. m2 = 0.39(кг): m3 – масса третьего звена. m3 = 0.1(кг): m4 – масса четвёртого звена. m4 =0.4(кг); m5 – масса пятого звена. m5 =1.05(кг); VS2 – скорость центра тяжести второго звена. VS4 – скорость центра тяжести четвёртого звена. 2 4 – угловые скоро сти звеньев 3 и 4 соответственно. Длины вектора скорости pf. (1.16) (1.17) (1.18) где: ps2 – аналог скорости точки S2. ps4 – аналог скорости точки S4. pс – аналог скорости точки С. V – масшта бный коэффициент плана скоростей. (1.19) Тогда Полученные значения приведённого момента инерции заносим в таблицу 5, и соответственно им строим график приведённого моме нта инерции рычажного механизма масштабе. (1.22) Положение механизма 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 Iпр 0.08 0.09 0.13 0.21 0.31 0.19 0.02 0.23 0.24 0.16 0.1 Таблица 5. Значен ия приведённого момента инерции 1.3.4. Определение основных размеров маховика Для определения момента инерции маховика методом исключения параметра строи зависимость приращения кинетической энергии Т от приведённ ого момента инерции звеньев (кривую Виттенбауэра). Определим углы наклона касательных к кривой Виттенбауэра. (1.23) где: ср – ч астота вращения, мин-1. I и Т – масштабные ко эффициенты диаграммы энергомас. - коэффици ент неравномерности движения (задан в ТЗ). max=0030’ min=0020’ . После нахождения углов max min которые отсчитываем от оси Iпр и проводим две касательные к к ривой Виттенбауэра, при этом они ни в одной точке не должны пересекать да нную кривую. Касательные на оси Т отсекают отрезок ав, с помощью которого и находим п отребную составляющую приведённого момента инерции обеспечивающая дв ижение звена приведения с заданным коэффициентом неравномерности движ ения. (1.24) Определяем о сновные размеры литого маховика по формуле: (1.25) где: Dср – средний диаметр обода маховика; - плотн ость материала маховика, кг/м3; К1,2- принимаем исходя из конструктивных соображений, с учётом приделов(0,1… 0,2). К1,2=0,2. Определим размеры поперечного сечения обода маховика. а=К1 Dср; а=0,2 854=170(мм); в=К2 Dср; в=0,2 854=170(мм). 2.Силовое исследование механизма Задачей силового исследования рычажного механизма является определен ие реакций в кинематические парах от действия заданных сил. При этом зак он движения начальных звеньев является заданным. Результаты силового и сследования применяются при определении: сил трения, возникающих в кине матических парах; геометрических параметров звеньев механизма; мощнос ти, потребляемой механизмом для преодоления внешних сил. При определении реакций в кинематических парах будем использовать при нцип Даламбера, согласно которому звено механизма можно рассматривать как находящееся в равновесии, если ко всем внешним силам, действующим на него, добавить силы инерции. Составим уравнения равновесия , которые называют уравнениями кинетостатик и. В результате движении механизма на его звенья действуют силы: движущие, полезных и вредных сопротивлений, тяжести звеньев, инерции звеньев. Из п еречисленных сил нам заданны только силы полезных сопротивлений, а оста льные подлежат определению. Bс e силы инерция звена при его движе нии сведём к главному вектору сил инерции Fи, проложенному к центру масс э вена, и главному моменту Ми сил инерции. Сила инерции имеет направление, противоположное ускорению центра масс звена. Момент пары сил инерции направлен противоположно угловому ускор ению звена. Ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев определя ются с помощью планов ускорений. Строим план механизма в масштабе: l=0.003(м/мм). 2.1 Построение плана скоростей Проводим пос троение плана скоростей по ранее проделанной методике. Определим скорость точки А. Зная частоту вращения кривошипа О1А и его дли ну, определим скорость точки А, используя формулу: (2.1) (2.2) где n1 – частота вращения кривошипа. =6,5(рад/с) =6,5 0,27=1,76(м/с) Скорость точки А во всех положениях механизма пост оянна, и графически выражается вектором ра. Определим масштабный коэффициент плана скоростей. (2.3) где ра – отрезок на плане скоростей определяющий с корость точки А, мм. Дальнейшее построение плана ско ростей проводим согласно пункта 1.2, раздела: «Динамический анализ и синте з рычажного механизма». 2.2 Построение плана ускорений Ускорение точек звеньев механизма определяем с по мощью плана ускорений. Запишем полное ускорение точки А. (2.4) Учитывая тот факт, что кривошип вращается с постоян ной угловой скоростью то его угловое ускорение а АО1 равно 0. То есть ускорение точ ки А состоит только из нормального ускорения, которое направлено по звен у к центру вращения кривошипа. (2.5) Определяем масштабный коэффициент плана ускорени й. (2.6) Для определения ускорения точки В, принадлежащей з вену 3, воспользуемся теоремой о сложении ускорений в переносном и относ ительном движениях , тогда: (2.7) где: - нормальное ускорение точки В относительно точки А. - тангенциальное ускорение точки В относительно точки А. аА – ускорение точки А. - нормальное ус корение точки В относительно точки О2. - тангенциальное ускорение точки В относительно точки О2. аО2 – ускоре ние точки О2, равное 0 так как точка О2 неподвижна. Решив геомет рически систему уравнений будем иметь ускорение точки В. Определим ускорение точки С, для чего составим два в екторных уравнения. (2.8) где: - нормальное ускорение точки С относительно точки В. - тангенциальное ускорение точки С относительно точки D. аВ – ускорение точки В. - кориолисово ускорение, определяется поворотом вектора отно сительной скорости VССx на 90о в сторону угловой скорости звена 4. - релятивное (относительное ) ускорение точки Сx, напр авлено в вдоль звена 5. Решив геометрически систему уравнений (2.8) будем иметь ускорение точки С. 2.3 Силовой анализ механизм а Силовое исследование механизма проводим в порядке обратном структурному. Исследование будем проводить без учёта сил трен ия в кинематических парах. Силы тяжести прикладываем к центру масс. К диаде (2,3) и (4,5) приложим все силы и момент сил, действующие на неё. Сила сопро тивления задана графиком и имеет направление, противоположное рабочем у ходу исполнительного органа Величину сил инерции определим по формул ам: (2.9) (2.10) где: m4 и m5 – массы звеньев 4и5 (кг) аS4 и (aС=aS5)– ускорение центров масс звеньев (м/с2). Кроме того на звено 4 действует момент пары сил ин ерции который имеет направление , п ротивоположно угловому ускорению звена. Его величину определим по форм уле: (2.11) где: IS4 – осев ой момент инерции звена, кг м2; 4 – угловое ускорение звена, рад/с2. (2,12) Для определения силы F 43 составим условие моментного равнове сия звена 4. (2.13) Из уравнения (2.13) будем иметь: (2.14) Для определения F50 и Fn43 составим векторное уравнение и строим план сил. Уравнение записываем таким образом чтобы неизвестные реакции стояли по краям уравнения. Для удобства сначала записываем силы , действующие на одно звено, а затем все силы, действующие на другое. (2.15) Введём масштабный коэффициент плана сил: (2.16) F50=520(H); Fn43=F43=3000(H); Рассмотрим диаду 2-3. Определим силы инерции, действующие на звенья. (2.17) (2.18) где: m2 и m3 – массы звеньев 2и3 (кг) Определим момент пары сил инерции. Для определения силы F 21 составим условие моментного равнове сия звена 2. (2.19) Из уравнения (2.17) будем иметь: (2.20) Для определения силы F 30 составим условие моментного равнове сия звена 3. (2.21) Из уравнения (2.19) будем иметь: (2.22) Для определения Fn30 и Fn21 составим векторное уравнение и строим план сил. Уравнение записываем таким образом чтобы неизвестные реакции стояли по краям уравнения. (2.23) Введём масштабный коэффициент плана сил: Fn30= F30=4400(H); Fn21=F21=3200(Н). 2.4 Оп реде ление уравновешивающей силы Определение уравновешивающей силы проводится дву мя методами: Нахождение уравновешивающего момента непосредственно из уравнений ра вновесия ведущего звена. Определение уравновешивающей силы и момента с помощью “рычага” Жуковс кого. Определим уравновешивающую силу и её момент по первому методу. Прикладываем к точке А силу F12 равную по модулю ранее найденной силе F21 но п ротивоположную ей по направлению. Составим уравнение моментов относительно точки О1. Мур=F12 hF12 l (2.24) Мур=3200 85 0,003=816(Нм) Определим уравновешивающую силу и её момент с помощью “рычага” Жуковск ого. К повёрнутому на 900 плану скоростей в одноимённые точки приложим все силы , действующие на механизм, в том числе и силы инерции. Составим уравнение м оментов всех сил относительно полюса плана скоростей с учётом знаков и о пределим уравновешивающую силу. Определим расхождение результатов расчёта уравно вешивающего момента, полученных выше использованными методами. (2.25) Полученная погрешность составляет 1 , что меньше предельно допускаемого значения в 5 . 3.Синтез кинематической схемы планетарного редуктора и построение к артины эвольвентного зацепления 3.1 Задание 3.1 .1 Модуль зубчатых колёс пла нетарного механизма: m1= 3 мм Числа зубьев колёс простой передачи: Z1=15 , Z2=30; Модуль зубчатых колёс Z1и Z2: m=6 мм; Все зубчатые колёса должны быть нулевыми. А это значить, что во избежание подреза ножки зуба для колёс с внешним зацеплением принимают Z>17, для колё с с внутренним зацеплением Z>85. Подберём числа зубьев Z1,Z2,Z3 для зубчатой передачи с передаточным отношени ем U=nдв/n1=720/62=11,6. Задаёмся числом зубьев Z1 из ряда Z1=17,18,19,…. Пусть Z1=20. Число зубьев Z3 найдём из выр ажения: (3.1) где: U1H – передаточное отношение планетарной перед ачи входного колеса к выходному звену (водилу) при неподвижном опорном к олесе. (3.2) где: Uр – передаточное число одной ступени редуктор а. (3.3) (3.4) Из формулы (1.1) найдём Z3. Условие Z3>Zmin=85 выполняется. Оси центральных колёс и водила должны совпадать между собой, т.е. должно с облюдаться условие соосности, которое имеет вид: Z1+2Z2=Z3 (3.5) Из условия соосности находим Z2. Z2=(Z3-Z1)/2=(96-20)/2=38 Сателлиты должны быть с таким окружным шагом, чтобы между окружностями в ершин соседних сателлитов обеспечивался гарантированный зазор- услови е соседства: Sin(1800/k)>(Z2+2)/(Z1+Z2) (3.6) где: к - число сателитов. Из условия соседства определяем возможное число сателлитов в механизм е. Значит, для этого механизма число сателлитов может быть взято равным 2,3 и 4. Принимаем k=4. Проверяем условие сборки. Сборка сателлитов должна осуществляться без натягов при равных окружн ых шагах между ними. Это возможно при выполнении следующего условия: где: Ц и р целые числа. (3.7) Проверку ведём при р=0. Условие сборки выполняется т.к. Ц получилось целое ч исло. Все условия выполняются, значит окончательно принимаем Z1=20; Z2=38; Z3=96; k=4. Для построения кинематической схемы механизма определим радиусы делит ельных окружностей. (3.8) (3.9) (3.10) 3.1.2 Расчёт внешнего зацепления пары прямозубых колёс эвольвентных профилей с неподвижными осями, наре занных стан дартной инструментальной рейкой Окружной шаг по делительной окружности: Р= .m (3.11) где: m – модуль зубчатой передачи. Р=3.14.6=18,85(мм) Угловые шаги: =2 /Z (3.12) 1=2 3,14/15=0,42 2=2 3,14/30=0,21 Радиус делительной окружности: r=0.5m.Z (3.13) r1=0.5 6.15=45(мм); r2=0.5 6.30=90(мм) Радиус основной окружности: rв=0.5.m.Z.cos ; (3.14) где: - угол п рофиля рейки rв=0.5.m.Z.cos ;, =200: rв1=0.5.6.15.cos20 =42,29(мм) rв2=0.5.6.30.cos20 =84,57 (мм) Определим относительное смещение инструментальн ой рейки при нарезании Х1=Х2=0,5 Толщина зуба по делительной окружности: S=m( /2+2x.tg ); (3.15) S1=6(3.14/2+2 0,5 tg20)=11,61( мм ) S2=6(3,14/2+2 0,5 tg20)=11,61( мм ); Инволюта угла зацеп ления : inv w= inv + 2[(x1+x2)/(Z1+Z2)]tg ; (3.16) Inv w= inv20 + 2[(0,5+0,5)/(15+30)]tg20=0,03108; w=25017 ’ Радиус начальной окружности: rw=0.5m.Z1.cos /cos w; (3.17) rw1=0.5 6.15.cos20/cos25 о 17’ =46,77( мм ) rw2=0.5 6.30.cos20/cos25 о 17’ =93,53( мм ); Межосевое расстояние: aw=0.5m(.Z1+Z2).cos /cos w; (3.18) aw=0.5 6 (.15+30).cos20/cos25о17’ =140,30(мм); Радиус окружности впадин: rf=0.5m(Z1-2.5+2x); (3.19) rf1=0.5 6 (15-2.5+2 0.5)=40,5(мм) rf2=0.5 6 (30-2.5+2 0.5)=85,5(мм) Радиус окружности вершин: ra1=aw-rf2-0.25m; (3.20) ra2=aw-rf1-0.25m; (3.21) ra1=140,30-85,5-0.25 6=53,3( м ) ra2=140,30-40,5-0.25 6=98,3( мм ); 3.1.3 Построение графика коэфф иц иентов относительных скольжений Теоретическую линию зацепления N1 N2 делим на равные о трезки. По формулам (3.32) и (3.33)определяем величины коэффициентов 1, 2 и сводим в таблицу. 1= (3.22) 2= (3.21) U21=Z1/Z2=15/30=0,5; U12=Z2/Z1=30/15=2. Таблица 8. Значение коэффициентов 1 и 2. X 0 24 48 72 96 120 144 168 192 216 240 1 - -3,50 -1,00 -0,17 0,25 0,5 0,67 0,79 0,88 0,94 1 2 1 0,78 0,5 0,14 -0,33 -1,0 -2,00 -3,67 -7,00 -17 - По полученным значениям коэффициентов удельных ск ольжений строим графики. 4. Синтез кулачкового механизма 4.1 Задание 4.1 .1 Для построения профиля кулачка достаточно иметь зависимость S= S( ). Для этого дважды про интегрируем зависимость . Для получения наглядного результата целесообразно применить метод гра фического интегрирования зависимости и . Заменяя график ступенчат ым, по принципу равенства прибавляемых и вычитаемых площадок с целью вып олнения операции графического интегрирования. В результате интегриров ания получаем график . Интегрируя тем же способом график , получаем график . Определим масштабные коэффициенты для графиков. Масштаб углов поворота: = ; (4.1) где: = п: =60о: ==0.25 =0.00436 Таблица 9. Значения hS и S,Ls. Отрезок hS, мм S,мм Ls,мм 0 0 0 0 1 13 1 3 2 46 5 15 3 91 10 30 4 136 15 45 5 170 19 57 6 183 20 60 Введём масштабный коэффициентграфиков. S=0.109(м/мм); (4.2) S= (4.3) (4.4) где: Н1,Н2-полюсные расстояния, мм; Н1=70 Н2=80(мм). Из 4.3 получаем: . Из 4.4 будем иметь: . 4.2.2 Задачей динамического синтеза является определение такого минимального радиуса-вектора Rmin профиля ку лачка и такого расстояния d между центрами вращения кулачка и толкателя при наличии которых переменный угол передачи движения ни в одном положе нии кулачкового механизма не будет меньше min Графическое построение для определения минимального радиуса кулачка б удем проводить в масштабе S. Чтобы определить минимальный радиус кулачка нам нужн о построить графики зависимости S-dS/d . Для этого выберем масштабный коэффициент S=0,333. Для определения S и dS/d воспользуемся формулами: (4.5) где: S2,S1-расстоя ния на диаграмме S-dS/d и S- соответственно, мм. (ds/d )2,(ds/d )1 – значение скор ости на диаграмме S-ds/d и ds/d - , соответственно. Точка В - центр вращения толкателя. Дуга радиуса lявляется ходом толкател я h= l Sмах. Эта дуга размечена в соответствии с осью ординат диаграммы -S. Полученные значения заносим в таблицу- 10 Таблица 10. отрезок hd /d , мм ds/d , мм l(ds/d )мм 0 0 0 0 1 42 15 45 2 72 26 78 3 84 30 90 4 72 26 78 5 42 15 45 6 0 0 0 Направление отрезков определяется поворотом вект ора скорости точки А толкателя на 90о в сторону вращения кулачка. Через кон цы этих отрезков проводим прямые образующие с соответствующими лучами углы min. min> доп; (4.6) min=90о- доп min=90о-30о=60о 60о>30о Rmin=0,042 (м); 4.2.3 Предполагаем, что кулачок вращается противоположно вращению часовой стрелки. Все построения ведём в масштабе: Для получения практического профиля кулачка нужно построить огибающую дугу радиуса r ролика, имеющих центры на теоретичес ком профиле. Для устранения самопересечения профиля кулачка, а также из конструктив ных соображений длина r радиуса ролика должна удовлетворять условию: r <(0.4 0.5)r0; (4.7) где: r0 – минимальный радиус кулачка,r0=0.042(м). 0,042 0,4>0.014; Принимаем радиус ролика r=0.014(м)=14(мм).
1Архитектура и строительство
2Астрономия, авиация, космонавтика
 
3Безопасность жизнедеятельности
4Биология
 
5Военная кафедра, гражданская оборона
 
6География, экономическая география
7Геология и геодезия
8Государственное регулирование и налоги
 
9Естествознание
 
10Журналистика
 
11Законодательство и право
12Адвокатура
13Административное право
14Арбитражное процессуальное право
15Банковское право
16Государство и право
17Гражданское право и процесс
18Жилищное право
19Законодательство зарубежных стран
20Земельное право
21Конституционное право
22Конституционное право зарубежных стран
23Международное право
24Муниципальное право
25Налоговое право
26Римское право
27Семейное право
28Таможенное право
29Трудовое право
30Уголовное право и процесс
31Финансовое право
32Хозяйственное право
33Экологическое право
34Юриспруденция
 
35Иностранные языки
36Информатика, информационные технологии
37Базы данных
38Компьютерные сети
39Программирование
40Искусство и культура
41Краеведение
42Культурология
43Музыка
44История
45Биографии
46Историческая личность
47Литература
 
48Маркетинг и реклама
49Математика
50Медицина и здоровье
51Менеджмент
52Антикризисное управление
53Делопроизводство и документооборот
54Логистика
 
55Педагогика
56Политология
57Правоохранительные органы
58Криминалистика и криминология
59Прочее
60Психология
61Юридическая психология
 
62Радиоэлектроника
63Религия
 
64Сельское хозяйство и землепользование
65Социология
66Страхование
 
67Технологии
68Материаловедение
69Машиностроение
70Металлургия
71Транспорт
72Туризм
 
73Физика
74Физкультура и спорт
75Философия
 
76Химия
 
77Экология, охрана природы
78Экономика и финансы
79Анализ хозяйственной деятельности
80Банковское дело и кредитование
81Биржевое дело
82Бухгалтерский учет и аудит
83История экономических учений
84Международные отношения
85Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
86Финансы
87Ценные бумаги и фондовый рынок
88Экономика предприятия
89Экономико-математическое моделирование
90Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
- А кто-нибудь еще помнит, кто такой Рикки Тикки Тави?
- Глава компартии Индии?
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Обратите внимание, курсовая по физике "Расчет кривошипного механизма", также как и все другие рефераты, курсовые, дипломные и другие работы вы можете скачать бесплатно.

Смотрите также:


Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2016
Рейтинг@Mail.ru