Вертикальный пресс
1.6 Определим силы сопротивления
Значение силы сопротивления найдем из индикаторной диаграммы.
Рассчитаем силы сопротивления для 14 положений механизма, полученные данные занесем в таблицу 1.3:
Таблица 1.3
№ пол
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
|
Fс, кН
|
0
|
0
|
0
|
0
|
0
|
0
|
0
|
|
№ пол
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
13
|
14
|
|
Fс, кН
|
0
|
0,8
|
2
|
4
|
8,8
|
18,4
|
17,12
|
|
|
1.7 Расчет приведенных моментов сил
Определим приведенный к валу кривошипа момент от сил сопротивления из условия равенства мощностей приведенного момента и сил.
(1.1)
Подставляя вместо скоростей отрезки, изображающие соответствующие скорости на планах скоростей, получим:
(1.2)
где - проекция отрезка на направление силы тяжести звена ВС (на вертикаль).
(1.3)
При этом знак «+»будем ставить перед силами веса и силами сопротивлений тогда, когда эта сила является силой сопротивления; знак «-» перед движущими силами.
Определим значения для каждого положения механизма, результаты занесем в таблицу 1.4.
Таблица 1.4
№ положения
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
|
Fc, Н
|
0
|
0
|
0
|
0
|
0
|
0
|
0
|
|
G2, H
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
|
G3, H
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
|
Mпр, Н*м
|
0
|
83,084
|
138,319
|
147,935
|
117,444
|
64,968
|
8,405
|
|
№ положения
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
13
|
14
|
|
Fc, Н
|
0
|
800
|
2000
|
4000
|
8800
|
18400
|
17120
|
|
G2, H
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
716,13
|
|
G3, H
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
1324,35
|
|
Mпр, Н*м
|
0
|
-78,605
|
-215,915
|
-437,935
|
-781,215
|
-934,024
|
0
|
|
|
1.8 Описание построения диаграмм работ, изменения кинетиской энергии, диаграммы Виттенбауэра
Методом графического интегрирования диаграммы приведенных моментов сил с полюсным расстоянием получаем диаграмму работ сил сопротивления .
Диаграмма работ движущих сил - прямая линия, соединяющая начало координат с последней точкой диаграммы , так как момент движущих сил .
[1] стр. 135 (1.4)
В соответствии с выражением строим диаграмму избыточных работ (изменения кинетической энергии).
Диаграмму Виттенбауэра строим при помощи диаграмм избыточных работ и приведенного момента инерции , исключая общий параметр : .
1.9 Определение момента инерции маховика
По заданному коэффициенту неравномерности вращения кривошипа и средней угловой скорости определяем углы и , образованных касательными к диаграмме Виттенбауэра с осью абсцисс.
[1] стр. 137
На диаграмме под углами и проводим касательные до пересечения с осью в точках K, L. Величина отрезка
Момент инерции маховика находим по формуле:
(1.5)
1.10 Определение закона движения звена приведения
Угловая скорость , [1] стр. 138 (1.6)
где начальная кинетическая энергия (в начале цикла).
На основании диаграммы Виттенбауэра:
[1] стр. 138 (1.7)
Результаты определения приведены в таблице 1.5, на основании которой построен график . Масштабный коэффициент:
Для положения 0:
Таблица 1.5
№ положения
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
|
To
|
2374
|
2374
|
2374
|
2374
|
2374
|
2374
|
2374
|
|
Iмах
|
120,3
|
120,3
|
120,3
|
120,3
|
120,3
|
120,3
|
120,3
|
|
Iмах+Iпрi
|
122,53
|
122,83
|
123,36
|
123,45
|
123,09
|
122,69
|
122,53
|
|
?Т
|
0
|
103
|
240
|
391
|
550
|
692
|
791
|
|
i
|
6,46
|
6,61
|
6,82
|
7,01
|
7,17
|
7,31
|
7,41
|
|
№ положения
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
13
|
14
|
|
To
|
3060
|
3060
|
3060
|
3060
|
3060
|
3060
|
2374
|
|
Iмах
|
33,5
|
33,5
|
33,5
|
33,5
|
33,5
|
33,5
|
120,3
|
|
Iмах+Iпрi
|
122,53
|
122,66
|
123,02
|
123,45
|
123,42
|
122,89
|
122,53
|
|
?Т
|
811
|
850
|
850
|
765
|
532
|
152
|
-30
|
|
i
|
7,43
|
7,48
|
7,49
|
7,44
|
7,17
|
6,68
|
6,42
|
|
|
Определим среднюю угловую скорость:
Определим погрешность вычислений.
2 Динамический анализ рычажного механизма
2.1 Задачи динамического анализа рычажного механизма
Задание внешних сил, действующих на звенья механизма, позволяет найти закон движения начального звена в виде зависимостей ?1(t) и ?1(t). Следовательно, при силовом расчете механизмов законы движения начального звена и всех остальных подвижных звеньев механизма считаются заданными. Угловые ускорения звеньев и линейные ускорения центров масс, определяющие силы инерции звеньев при их движении, могут быть найдены методами кинематического анализа: с использованием аналитических, графических или численных методов исследования.
Знание сил в кинематических парах необходимо для расчетов на прочность, жесткость, износостойкость, надежность, для выбора типа и размеров подшипников, определения коэффициента полезного действия и др.
Решение задач динамического анализа механизма основано на принципе Даламбера.
2.2 Кинематический анализ
Найдем угловое ускорение: Угловое ускорение определяют из дифференциального уравнения движения:
(2.1)
где производная вычисляется по правилу графического дифференцирования.
Для положения 13:
где - угол наклона касательной к графику .
(2.2)
где - угол наклона касательной к графику .
Расхождение угловых ускорений составляет:
Для расчетов принимаем среднее значение:
Используем графический метод построения планов скоростей и ускорений. Определяем скорость точки В:
(2.3)
Принимаем масштабный коэффициент . Тогда отрезок, изображающий , равен:
.
Определяем скорость точки С:
,
где ; .
Определяем ускорение точки В:
(2.4)
где - нормальная составляющая ускорения точки В, направленная от В к А; - тангенциальная составляющая ускорения точки В; сонаправлена с .
(2.5)
(2.6)
Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки, изображающие и :
;
.
Определяем ускорение точки С:
,
где - направлена от точки С к точке В; .
(2.7)
(2.8)
По свойству подобия находим точку S2:
.
Из плана ускорений находим:
(2.9)
2.3 Определение инерционной нагрузки
Определяем силы и моменты сил инерции:
(2.10)
; (2.11)
. (2.12)
(2.13)
Силы инерции направлены противоположено ускорениям центров масс, а моменты сил инерции - противоположено угловым ускорениям звеньев.
2.4 Силовой расчет
Отделяем от механизма статически определимую структурную группу (2,3). В точке С приложена реакция со стороны звена 0, а в точке В - реакция со стороны звена 1. раскладываем на и . находим из уравнения:
(2.15)
, , находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия группы:
(2.14)
Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки, изображающие известные силы:
Из плана сил находим:
Рассматриваем кривошип 1. В точке В приложена известная реакция со стороны звена 2: , а в точке А - реакция , которую находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия:
(2.15)
Оценка точности расчетов
Находим относительную погрешность
3 Синтез зубчатого зацепления
3.1 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления
Исходные данные для открытой зубчатой передачи:
- числа зубьев колёс;
-модуль зубчатых колес;
- коэффициент высоты головки зуба;
- коэффициент радиального зазора;
- угол профиля исходного контура.
Минимальное число зубьев:
Коэффициентов смещения и исходного контура.
Коэффициенты смещения и должны соответствовать условию: (При отсутствии подрезания зубьев.)
;
и определяем по формуле:
;
Выбираем из таблиц коэффициенты смещения и :
Угол зацепления :
По таблице эвольвентных функций находим .
Радиусы делительных окружностей:
Радиусы основных окружностей:
Радиусы начальных окружностей:
Коэффициенты воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Межосевое расстояние передачи.
Радиусы окружностей впадин.
Радиусы окружностей вершин:
Высота зубьев колес:
Окружной делительный шаг:
Угловой шаг.
Толщины зубьев по окружности вершин:
Толщины зубьев по дуге делительной окружности:
Толщины зубьев по основным окружностям:
;
.
Толщины зубьев по начальным окружностям:
Радиусы кривизны эвольвент в нижних точках активных профилей:
;
Радиусы кривизны эвольвент в граничных точках активных профилей:
Коэффициент перекрытия:
Проверка подрезания зубьев:
;
Т.к. и , подрезание отсутствует.
Проверка отсутствия интерференции зубьев:
и .Т.к. и , то интерференция зубьев отсутствует.
Проверка плавности работы передачи:
. Т.к. , то обеспечивается достаточная плавность.
Проверка заострения зубьев:
и
Т.к. , то заострение зубьев отсутствует.
При вычерчивании картины зацепления профилей используют длину шага между зубьями по делительным окружностям, равную , основного шага по линии зацепления , равную точки контакта профилей расположены на линии зацепления .
В точках изображают пунктиром профили зубьев в момент начала и в момент окончания зацепления зубьев.
Пользуясь схемой передачи, вычерченной в масштабе длин, измеряют длины отрезков и рассчитывают коэффициенты перекрытия и удельного скольжения.
Чертеж зацепления построен в масштабе
3.2 Геометрический синтез планетарного механизма
По заданному передаточному отношению и числу сателлитов требуется определить числа зубьев колес , исходя из условий соосности, сборки и соседства сателлитов, а также отсутствия подрезания и интерференции зубьев.
Используем формулу Виллиса:
Из условия соосности колес имеем:
.
Принимаем (при других значениях не будет выполняться условие сборки) и находим:
; .
Условие сборки:
, где - любое целое число.
- условие выполняется т.к. - целое число.
Условие соседства сателлитов:
- условие выполняется. Т.к. и , то подрезания и интерференции зубьев не будет (в случае колес без смещения).
Радиусы делительных окружностей:
.
Чертеж планетарного механизма зацепления построен в масштабе
4 Синтез кулачкового механизма
4.1 Задачи синтеза кулачкового механизма
Задачами синтеза кулачкового механизма являются:
1. Определение основных размеров механизма из условия ограниченности угла давления ;
2. Построение профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя.
4.2 Определение кинематических характеристик
Фазовые углы поворота кулачка:
Аналог ускорения , аналог скорости и перемещение толкателя определяем аналитически для заданных законов движения. На фазе удаления закон №3, на фазе возвращения №1.
№3 удаление - ;
№1 возвращение - ;
Выбираем масштабы:
Данные, полученные в результате вычислений, занесем в таблицу 4.1.
Таблица 4.1 Фаза удаления
I
|
i
|
Si,мм
|
S`,мм
|
S``,мм
|
|
1
|
0
|
0
|
0
|
0,0175
|
|
2
|
12
|
1,176
|
0,189
|
0,014
|
|
3
|
24
|
4,368
|
0,336
|
0,0105
|
|
4
|
36
|
9,072
|
0,441
|
0,007
|
|
5
|
48
|
14,784
|
0,504
|
0,0035
|
|
6
|
60
|
21
|
0,525
|
0
|
|
7
|
72
|
27,216
|
0,504
|
-0,0035
|
|
8
|
84
|
32,928
|
0,441
|
-0,007
|
|
9
|
96
|
37,632
|
0,336
|
-0,0105
|
|
10
|
108
|
40,824
|
0,189
|
-0,014
|
|
11
|
120
|
42
|
0
|
-0,0175
|
|
|
Фаза возвращения.
12
|
0
|
0
|
0
|
-0,0729
|
|
13
|
8
|
2,33
|
-0,583
|
-0,0729
|
|
14
|
16
|
7,00
|
-0,583
|
0
|
|
15
|
24
|
11,67
|
-0,583
|
0
|
|
16
|
32
|
16,33
|
-0,583
|
0
|
|
17
|
40
|
21,00
|
-0,583
|
0
|
|
18
|
48
|
25,67
|
-0,583
|
0
|
|
19
|
56
|
30,33
|
-0,583
|
0
|
|
20
|
64
|
35,00
|
-0,583
|
0
|
|
21
|
72
|
39,67
|
-0,583
|
0,0729
|
|
22
|
80
|
42,00
|
0
|
0,0729
|
|
|
4.3 Определение основных размеров
Определим основные размеры Ro и е кулачкового механизма по условию ограничения угла давления только на фазе удаления, так как высшая пара имеет силовое замыкание. Значения находим из диаграммы.
4.4 Построение профиля кулачка
Выбираем масштабный коэффициент: (1.5:1) по полученным значениям Ri и ?i строим центровой профиль кулачка. Для этого в масштабе проводим окружность радиусами е=29,25 мм; Ro=68,1 мм. Касательно к окружности радиусом е слева проводим линию движения толкателя уу. Соединив точку пересечения направляющей уу с окружностью радиусом R0 (точка В0) с центром вращения кулачка (О1), соответствующий началу удаления. От этого радиуса в направлении, противоположном вращению кулачка, отложим полярные углы ?i, на сторонах которых в масштабе отложим радиусы-векторы Ri. Соединив плавной кривой, концы радиус-векторов, получим центровой профиль кулачка. Действительный профиль кулачка найдем как эквидистантою кривую, отстоящего от центрового профиля на расстоянии, равном радиусу ролика. Примем радиус ролика r=27мм.
4.5 Расчет коэффициента жесткости пружины
Для расчета выбираем фазу возвращения, так как на этой фазе аналог ускорения толкателя имеет большее значение, чем на фазе удаления. Для закона изменения ускорения:
Предварительное натяжение:
Предварительное натяжение пружины:
[1] стр. 69
Сила инерции толкателя:
[1] стр. 69
Из графика
Жесткость вычисляем по формуле:
[1] стр. 69
Заключение
В результате выполнения курсовой работы мы закрепили и обобщили знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научились применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления и синтез кулачкового механизма).
Выполняя курсовой проект по теории машин и механизмов, овладел навыками использования общих методов проектирования и исследования механизмов. Также овладел методами определения кинематических параметров механизмов, оценки сил, что действуют на отдельные звенья механизма, научился творчески оценивать сконструированный механизм с точки зрения его назначения - обеспечивать необходимые параметры движения звена.
Список использованных источников
Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высшая школа, 1986.
Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высшая школа, 1999.
Марголин Ш.Ф. Теория механизмов и машин. - Мин.: Высшая школа, 1968.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. / Под ред. Девойно Г.Н. - Мин.: Высшая школа, 1986.
Страницы: 1, 2
|
|