Теории механизмов и машин

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ ГОУ ВПО УГТУ-УПИ

кафедра «Детали машин»

Курсовой проект по ТММ

Оценка проекта ______

Студент гр. М-24036д Пастухов Е.Л.

Руководитель проекта Покровский В.Б.

Екатеринбург 2006г.

Исходные данные для проектирования:

1)Схема рычажного механизма:

№ вар.	ОА	АС	ОО1	СО1	ДВ	СД	а	?	Q
2-9	150	370	300	380	400	350	650	12	2100

2) Исходные данные для синтеза эвольвентного зубчатого зацепления:

№ вар.	Z1	Z2	m, мм
19	26	52	6

3) Схема кулачкового механизма и исходные данные:

№ вар.	?оп	?од.в.	?оо.	h max,m	? min
4-1	90	0	90	0.02	70

Лист 1:

№ вар.	ОА	АС	ОО1	СО1	ДВ	СД	а	?	Q
2-9	150	370	300	380	400	350	650	12	2100

1.1 Структурный анализ:

Разбиваем на группы Ассура:

Группа Ассура 2-го класса 2-го вида

Группа Ассура 2-го класса 1-го вида

Механизм 1-го класса

1.1.1. Построение кинематической схемы в 8-ми положениях:

Выберем масштаб построения :

, зная этот масштаб, можно точно построить кинематическую схему механизма:

Кинематическая схема рычажного механизма построена в масштабе (см. Кинематическая схема)

1.1.2. Построение кинематических диаграмм движения исполнительного звена:

1.1.2.1. Выберем масштаб диаграммы перемещения:

Рассчитаем координаты диаграмм ординаты. В зависимости от того рабочий ход или холостой, отмечаем на полученном расстоянии в положительном или отрицательном секторе относительно оси ординат:

1.1.2.2. Найдём дополнительные значения масштабов, необходимые для верного построения диаграмм:

Кинематическая диаграмма находится в приложении «Кинематическая схема».

1.2. Динамический анализ

1.2.1. Расчёт и построение кинематических диаграмм приведенных моментов сил сопротивления.

В расчетах пренебрегаем к весам звеньев.

Обоснование:

1. Веса звеньев существенно ниже величины технологической нагрузки.

2. Веса звеньев в одном и том же положении могут быть силами как движущими, так и силами сопротивления, т.е. частично компенсируют друг друга.

Диаграмма строится на основе результатов, полученных при решении следующих уравнений:

, где

- угловая скорость кривошипа, 1/с;

Q – технологическая нагрузка, Н;

- скорость ползуна (исполнительного звена), м/с.

Для построения диаграмм приведённых моментов сил сопротивления формируется таблица:

№ пол.	0	0/	1	1/	2	2/	3	4	5	6	7	7/	8
Q, Н	0	0	2100	2100	2100	2100	2100	0	0	0	0	0	0
VB, м/с	1,1	1,1	0	5,28	5,06	4,4	0	1,32	1,54	1,32	1,1	0,88	1,1
,Нм	0	0	0	943	886	770	0	0	0	0	0	0	0

Для построения диаграмм нам понадобятся несколько масштабов:

1.2.2. Рассчитаем ординаты диаграммы моментов и построим диаграмму:

1.2.3. Построим диаграмму работы и рассчитаем мощность системы

ЛИСТ 2

Исходные данные для синтеза эвольвентного зубчатого зацепления:

№ вар.	Z1	Z2	m, мм
19	26	52	6

1. Рассчитаем делительное межосевое расстояние:

, где

m-модуль зацепления,мм;

-числа зубьев шестерни и колеса.

Далее сравниваем с ближайшим большим стандартным значением по ГОСТ2184-66. Ближайшее большее значение - это 250 мм.

Проверим выполнение условия -

250-2346

Данное условие не выполняется, следовательно, рассчитаем заданное передаточное отношение U:

,

Рассчитаем новое число зубьев:

= 27

=54

Проверим выполнение условия -

250-2436

Данное условие не выполняется.

Скорректируем модуль зацепления m

.

Далее сравниваем с ближайшим большим стандартным значением по ГОСТ2184-66. Ближайшее большее значение - это 280 мм.

Проверим выполнение условия -

250-2437

1. Рассчитаем коэффициенты смещения исходного контура :

Т.к. , то определяем коэффициент суммы смещений по следующей формуле:

, где

- угол зацепления;

-угол исходного контура, =20 ^ё

inv- эвольвентная функция.

Произведя расчеты, получаем:

,

отсюда следует, что

2.3. Выберем масштаб построения

2.4. Рассчитаем радиусы делительных и основных окружностей:

=91 мм

=182 мм

2.5. Рассчитаем радиусы и изобразим окружности вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:

, где

с* - коэффициент радиального зазора, с*=0,25;

h* - коэффициент высоты зуба, h*=1.0;

- коэффициент уравнительного смещения;

у – коэффициент воспринимаемого смещения.

2.6. Рассчитаем толщину зубьев шестерни и колеса по делительным окружностям:

2.7. Рассчитаем шаг зацепления по делительной окружности:

2.8. Определим торцовый коэффициент перекрытия:

, где

-шаг зацепления по начальной окружности.

ЛИСТ 3

Схема кулачкового механизма и исходные данные:

№ вар.	?оп	?од.в.	?оо.	h max,m	? min
4-1	90	0	90	0.02	70

3.1. Зададим закон движения в виде диаграммы зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка .

3.2. Методом графического интегрирования построим диаграмму аналога скорости толкателя .

3.3. Методом графического интегрирования построим диаграмму перемещения толкателя S.

3.4. Рассчитаем масштабы диаграмм:

, где

- наибольший ход толкателя, м;

, где

-полюсное расстояние диаграммы

, где

-полюсное расстояние диаграммы

3.5. Определение min радиуса теоретического профиля кулачка:

3.5.1.Выбираем ординату mах перемещения толкателя и рассчитываем масштаб :

3.5.2. В выбранном масштабе разбиваем траекторию движения толкателя:

3.5.3.Проводим через получившиеся точки линии параллельные оси абцисс. На линиях отложим значения аналогов скорости в масштабе :

3.6. Построение теоретического профиля кулачка.

Построение теоретического профиля кулачка производится методом обращённого движения, кулачок при этом остангавливается, а толкатель с роликом совершает вращательно поступательное движение.

Выбираем масштаб построения кулачка

Разобьем углы подъёма и опускания на участки в соответствии с делениями осей абцисс кинематической диаграммы.

3.7. Оперделим радиус ролика по формулам и применим наименьший :

Разраб.

Пастухов Е.Л.

Дата

Подп.

Изм.

№ докум.

Лит

Исходные данные для проектирования

Курсовой проект по ТММ

УГТУ-УПИ кафедра «детали машин»

гр. М-24036д

19

0

Листов

Лист

Лит

Подп. и дата

Инв. № дубл.

Взам. инв. №

Подп. и дата

Лист

Подп. и дата

Инв. № подп