| |||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Водяной насосПроверка: % 2. Динамический анализ рычажного механизмаСиловой расчет механизма Задачей силового анализа является определение при заданном законе движения неизвестной внутренней силы, то есть усилия (реакции) в кинематических парах. Эта задача решается с применением принципа Даламбера. Силовой расчет плоских рычажных механизмов выполняется по группам Асура в порядке обратном их присоединения к входному звену. 2.1 Определение углового ускорения звена приведения Угловое ускорение определяем из дифференциального уравнения машинного агрегата: ; где Расчет производим для 10-го положения механизма (Мпр10 - максимальный). -угол наклона касательной к кривой графика к оси абсцисс в исследуемой точке. Подставляем ранее определенные значения и получим: Ведущее звено движется замедленно. 2.2 Определение линейных и угловых скоростей, ускорений точек и звеньев механизма Для построения плана механизма в 10-ом положении примем масштабный коэффициент м/мм Для построения плана скоростей определим скорость точки В. м/с Приняв отрезок pb=340 мм, определим масштабный коэффициент. м/(с·мм) Построение плана ведется в соответствии с векторными уравнениями рассмотренными в положении №10. Тогда действительные скорости: м/c м/c с-1 м/c Направление получим, поместив вектор в точку С звена 2 и рассмотрев поворот звена под его действием относительно точки В. Так как кривошип вращается неравномерно, ускорение точки В кривошипа равно: Выбираем масштабный коэффициент для ускорения . Вычисляем отрезки изображающие и мм, мм Из полюса откладываем ║ АВ направленный к центру вращения, отрезок ┴ АВ в направлении . Ускорение точки С найдем, решив графически систему векторных уравнений. где нормальная составляющая ║ СВ и равна: мм тангенциальная составляющая ┴ СВ. Точка принадлежит стойке, поэтому ║. Положение точки найдем по теореме подобия: мм Тогда действительные ускорения точек и звеньев равны: м/с2 м/с2 м/с2 Направление получим, помещая в точку С и рассматривая поворот звена 2 под его действием относительно точки В. Звено движется ускоренно. 2.3 Расчет сил, действующих на звенья механизма Определим силы тяжести звеньев, главные векторы и главные моменты сил инерции звеньев. Звено 1: - т.к. кривошип уравновешен. Звено 2: Звено 3: Ф2= ; Ф3= 2.4 Определение значений динамических реакций в кинематических парах групп Ассура Fc[10] = 33221,2 H Отсоединим группу Асура (2; 3). Приложим все известные внешние силы, главный вектор сил инерции Fи2 и главный момент сил инерции Ми2, а вместо отброшенных звеньев 1 и стойки 0 приложим реакции F21 и F30, причем неизвестного по величине F21 представим как сумму: , а реакцию F30 направим перпендикулярно направляющей ползуна. Определим реакцию из условия для звена 2 Для определения составляющей и реакции F30 запишем на основании принципа Даламбера векторное уравнение статики для групп Ассура (2; 3) Выбираем масштабный коэффициент Н/мм Определим чертежные отрезки, изображающие силы на чертеже: Строим план сил группы Асура (2; 3) Из плана определяем: Переходим к силовому расчету механизма 1 класса. В точку В приложим реакцию . К звену 1 прикладываем главный момент сил инерции и движущий момент. Рассмотрим равновесие звена 1 относительно точки А. Из плана сил определяем: . 2.5 Оценка точности расчетов Находим относительную погрешность: 594,6 + 1258,8 – 33600·58,05·0,00095 = 1853,4 – 1852,9 = 0,5 ≈ 0. 3. Синтез зубчатого механизмаИсходные данные:Параметры планетарного редуктора: U1H = 5,5; k = 4; m1 = 7 мм.Параметры открытой зубчатой передачи: Z4 = 15; Z5 = 28; m = 12 мм.Параметры исходного контура по ГОСТ 16532–70: a = 20 град; ha* = 1; c* = 0,25.3.1 Подбор чисел зубьевПодбор чисел зубьев и числа сателлитов производим с учетом условия соосности: воспользуемся формулой Виллиса с учетом ; ; Подбор зубьев производим путем подбора с учетом ряда ограничений: Для колес с внешними зубьями: Z1 ≥ Zmin = 17 Для колес с внутренними зубьями: Z3 ≥ Zmin = 85 при ha* = 1 Принимаем Z1 = 24, Z3 = (U1H – 1)*Z1 = 4.5 * 24 = 108 Число зубьев Z2 определяем из условия соседства: Z1 + Z2 = Z3 – Z2 - условие целостности выполняется. Сборка нескольких сателлитов должна выполняться без натягов при равных окружных шагах между ними. Оно выражается следующим соотношением: , где Ц = 1, 2, 3, … – целое число; p = 0 - условие целостности выполняется ; - выполняется. Окончательно принимаем Z1 = 24; Z2 = 42; Z3 = 108. Определяем диаметры колес планетарного редуктора. Редуктор собирается из колес без смещения. мм мм мм Вычерчиваем схему редуктора в масштабе 1: 3 3.2 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепленияИсходные данные: Z1 =13, Z2 =28 – числа зубьев колёс; m = 8 мм – модуль зацепления; h*a = 1 – коэффициент высоты головки зуба; с* = 0,25 – коэффициент радиального зазора. 3.2.1 Выбор коэффициентов смещения x1 и x2 исходного контураКоэффициенты смещения и должны соответствовать условию: (При отсутствии подрезания зубьев.) x1 ³ xmin1; x2 ³ xmin2 xmin1 и xmin2 определяем по формуле: ; Наименьший коэффициент смещения по критерию отсутствия подрезания зуба при заданных числах зубьев: ; ; Выбираем коэффициенты смещения и из таблицы коэффициента смещения для силовых передач при свободном выборе межосевого расстояния (Z1 = 10…30, Z2 ≤ 30): x1=0.3; x2=0; xå= x1+ x2=0,3. 3.2.2 Угол зацепления; aw=22.06160=2204’
3.2.3 Делительные диаметры d1 и d2d1 = m*z1 = 8*13 = 104 ммd2 = m*z2 = 18*28 = 224 мм3.2.8 Радиусы основных окружностей; . 3.2.4 Делительное межосевое расстояние передачи3.2.5 Межосевое расстояние передачи3.2.6 Коэффициент воспринимаемого смещения3.2.7 Коэффициент уравнительного смещения3.2.8 Радиусы начальных окружностейПроверка вычислений: aw = rw1 + rw2 = 52.72 + 113.56 = 166.28 (мм) Радиусы вершин зубьев 3.2.9 Радиусы впадинВысота зубьев колес h = ra1 – rf1 = ra2 – rf2 = 56,68 – 44,4 = 114,28 – 102 = 12,28 (мм) Основной делительный шаг зубьевмм Относительные толщины зубьев на вершинах в пределах нормы. Вычерчиваем по полученным данным эвольвенту зубчатого зацепления в масштабе М 2,5: 1. 4. Синтез кулачкового механизма4.1 Основные положения и определенияКулачковым механизмом называется трехзвенный механизм, составленный из стойки и двух подвижных звеньев (кулачка и толкателя), связанных между собой посредством высшей кинематической пары. Механизм служит для воспроизведения заданного периодического закона движения ведомого звена. Ведущим звеном в кулачковом механизме является, как правило, кулачок, ведомым звеном толкатель. Толкатель в кулачковом механизме заканчивается, как правило, вращающимся роликом, который касается кулачка непосредственно. Наличие ролика никак не отражается на законе движения толкателя. Назначение ролика – перевод трения скольжения толкателя по кулачку, в трение качения ролика по поверхности кулачка. В итоге получаем повышение долговечности кулачкового механизма по износу. Кулачку в кулачковом механизме присущи два профиля – действительный (рабочий) и теоретический. Действительным профилем является профиль кулачка, с которым непосредственно соприкасается ролик толкателя. Теоретический профиль – это кривая, которую описывает центр ролика толкателя при движении относительно кулачка. Действительный и теоретический профили кулачка являются эквидистантными (равноудаленными друг от друга) кривыми. В движении кулачкового механизма различают в общем случае четыре этапа (фазы): 1 этап – удаление толкателя, фазовый угол , 2 этап – дальнее стояние толкателя, фазовый угол . Профиль кулачка на этапе дальнего стояния есть окружность радиуса с центром на оси О вращения кулачка. 3 этап – приближение толкателя, фазовый угол . 4 этап – ближнее стояние толкателя, фазовый угол . Профиль кулачка на этапе ближнего стояния толкателя, является дугой окружности радиуса , с центром на оси О вращения кулачка. При этом . Соответствие между фазовыми углами в движении кулачка и перемещением толкателя устанавливается, так называемой, циклограммой работы кулачкового механизма. 4.2 Исходные данныеход толкателя, мм; фазовые углы кулачка, соответствующие этапам удаления и приближения толкателя, градусы; фазовые углы кулачка, соответствующие дальнему и ближнему стоянию толкателя, градусы; Законы движения: – при удалении: трапецеидальный – при приближении: параболический симметричный 4.3 Расчет передаточных функций выходного звенаРассчитаем перемещения Si и аналог ускорения Si¢ по соответствующим заданному закону формулам.Фаза удаления:, при , при , при , при , при , при , при , при , при , при , при , при , при , при , при h = 20 (мм); φy = 120º = 2.093 рад; ji=0, 0.348, 0.697, 1.046, 1.395, 1.744, 2.093 рад Фаза возвращения:, при , при , при , при |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||
|