Головна

Мета і завдання проекту | Лист 1. Кінематичний синтез кулачкових механізмів. | МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ | Синтез кулачкового механізму з роликовим штовхачем. |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати

Підрахувати радіус основної шайби кулачка, прийнявши мінімальний радіус кривизни профілю кулачка

  1. I. МІСЦЕ ДИСЦИПЛІНИ В СТРУКТУРІ ОСНОВНИЙ ОСВІТНЬОЇ
  2. II. основний розділ
  3. II. основний етап
  4. II. основний етап
  5. V. Побудова поздовжнього профілю і проектування траси
  6. А) Поняття про форму і розміри Землі. Б) Вплив кривизни Землі на визначення горизонтальних відстаней і висот точок.
  7. А. Процес, діяльність як основний спосіб існування психічного

Rкривий.min.= (10 ... 20) 10-3 м

 
 

Якщо мінімальний радіус r0minвиходить менше, ніж хід штовхача hmax, То слід прийняти

r 0 = (3 ... 5) hmax .

Побудувати в масштабі теоретичний профіль кулачка, застосувавши метод зверненого руху. Для цього від довільного положення проти обертання відкладемо фазові кути ?п, ?ст, ?оп. Розбиваємо фазові кути на інтервали, відповідні інтервалам закону руху і проводимо осі штовхача як центральні, що проходять через центр рощення кулачка. За відповідними напрямами відкладаємо переміщення штовхача si при цьому рекомендується заповнити таблицю. Виділити кружечками центри тарілки у всіх проміжних положеннях штовхача.

 положення
 S діаграми                          
 Переміщення на плані                          
                           
 положення  
 S діаграми                          
 Переміщення на плані                          

Побудувати практичний профіль кулачка, проводячи перпендикуляри до радіусів (тарілки) через відповідні точки теоретичного профілю. Дійсний профіль буде обвідної параметричного сімейства тарілок.

Вибрати радіус тарілки штовхача, враховуючи, що величина радіуса тарілки повинна бути Rтарілки> ¦ds / d?¦max.

Радіус тарілки Rтар штовхача може бути визначений і наближено після побудови практичного профілю кулачка по відстані від центру тарілки до найвіддаленішої точки дотику тарілки з практичним профілем. Радіус тарілки слід прийняти на (5..8) Х10-3м більшим, ніж знайдене відстань з урахуванням масштабу побудови.

Rтарілки= ¦ds / d?¦max +5 ... 8 мм.

Закінчити побудова плану кулачкового механізму з тарілчастим штовхачем. показавши контурній лінією практичний профіль кулачка, пунктирною лінією теоретичний профіль. В одному з положень зобразити тарільчасте штовхач з урахуванням певного радіуса тарілки Rтар, Показати опори кулачка і штовхача. Проставити на плані механізму r0, hmax, ?кул, Кути ?п, ?ст, ?оп, ?нв, а також позначити номери всіх взаємних положень кулачка і штовхача.

ЛИСТ 2

ПРОЕКТУВАННЯ зубчасті передачі

мета листа . Для заданих параметрів циліндричної зубчастої передачі провести геометричний розрахунок і виконати креслення евольвентної циліндричної зубчастої передачі зовнішнього зачеплення. Визначити також якісні показники цієї передачі.

Приклад виконання листа показаний на Рис. 4

2.1. Початкові дані

Вихідні дані для виконання другого листа містяться на сторінці завдання.

Z1, Z2, - Числа зубів коліс

m - модуль зубчастої передачі

x1, x2 - Коефіцієнти зміщення інструменту при нарізанні

зубчастих коліс

Параметри вихідного контуру (ГОСТ 13755-84)

ha * - Коефіцієнт висоти головки зуба

hl * - Коефіцієнт граничної висоти

с *  - Коефіцієнт радіального зазору

?- кут профілю вихідного контуру

2.2 Розрахунок основних геометричних параметрів

1. Ділильний міжосьова відстань

а = (z1+ z2) M / 2

2. Коефіцієнт суми зсувів

xS= x1+ x2

3. Кут зачеплення

invaW= Inva + 2xStga / (z1+ z2)

aW=

Величина кута зачеплення ?w може бути визначена за таблицями інвалют або розрахована на калькуляторі методом послідовних наближень.

Наприклад inv ?w = 0,034956, знайдемо ?w .

Нагадаємо, що спеціальна функція інволюта кута ? дорівнює inv ? = tg ? - ?, де ? підставляється в радіанах.

Виберемо діапазон ? всередині якого напевно лежить кут зачеплення ?w. Наприклад: 200 і 300. Підрахуємо на калькуляторі, за наведеною формулою, інволюти цих кутів.

inv 200 = 0,014904, inv 300= 0,0537515.

Ділимо діапазон ? попалам і шукаємо інволюту 250

inv 250 = 0,029975, менше ніж 0,034956, отже ?w лежить між 250 і 300.

беремо 260, Шукаємо інволюту

inv 260 = 0,0339469, менше ніж 0,034956, отже знову ?w лежить між 260 і 300. беремо 26,30, Шукаємо інволюту

inv 26,30 = 0,0352092, трохи більше ніж 0,034956.

Трохи зменшуємо кут при наближенні і т. Д.

inv 26,250 = 0,0349965

inv 26,2450 = 0,034975

inv 26,2430 = 0,0349667

inv 26,24250 = 0,03496467

inv 26,2420 = 0,034962

inv 26,24140 = 0,03496 Точність достатня.

4. Міжосьова відстань

aw= (Z1+ z2) M cosa / (2cosaw)

5. Ділильний діаметр шестірні і колеса

d1= z1m

d2= z2m

6. Передаточне число

u = z2/ z1

7. Початковий діаметр шестерні і колеса

dw1= 2aw/ (U + 1)

dw2= 2aw u / (u + 1)

8. Коефіцієнт сприйманого зсуву

y = (aw- A) / m

9. Коефіцієнт зрівняльного зміщення

Dy = xS - y

10. діаметр вершин зубів шестерні і колеса

da1= d1+2 (Ha * + x1-Dy) M

da2= d2+2 (Ha * + x2-Dy) M

11. Діаметр западин шестерні і колеса

df1= d1-2 (Ha * + c * - x1) m

df2= d2-2 (Ha * + c * - x2) m

II. Перевірка розрахунків, виконаних по пунктам 1-11

12. Міжосьова відстань

aw= rw1+ rw2

aw= r1+ r2 + ym

aw= ra1+ rf2 + c * m

aw= rf1+ ra2 + c * m

2.3 Розрахунок допоміжні геометричних параметрів

13. Основною діаметр шестерні і колеса

db1= d1cosa

db2= d2cosa

14. Кутовий крок зубів шестерні і колеса

t1= 3600/ z1

t2= 3600/ z2

15. Хорда ділильної окружності, відповідна кутовому кроці зубів шестерня і колеса

Р1= d1sin (t1/ 2)

Р2= d2sin (t2/ 2)

16. Окружна товщина зуба по ділильної кола шестерні і колеса

S1= (P / 2 + 2 x1 tga) m

S2= (P / 2 + 2 x2 tga) m

17. Висота зуба (глибина врізання інструменту в заготовку)

h = (da1-df1) / 2

h = (da2-df2) / 2

h = (2ha * + c * -Dy) M

18. Кут профілю зуба в точка на окружності вершин шестерні ?а1 і колеса ?а2.

сosaa1= db1/ da1 aa1=

сosaa2= db2/ D aa2=

19. Радіус кривизни активного профілю зуба в нижній точці шестерні і колеса

rp1= awsinaw - rb2tgaa2

rp2= awsinaw - rb1tgaa1

20. Кут розгорнення активного профілю зуба в нижній точці шестерні і колеса

nр1= 2rp1/ db1

nр2= 2rp2/ db2

21. Крок зачеплення

Pa= pmcosa

2.4 Перевірка якості зачеплення по геометричним показниками

22. Коефіцієнт найменшого зміщення (перевірка відсутності підрізання зуба) шестерні і колеса

xmin1= he * - ha *  - (Z1sin2a) / 2

xmin2= he * - ha *  - (Z2sin2a) / 2

Зробити висновок про працездатність передачі, порівнявши коефіцієнт найменшого зміщення з заданим.

при x1> xmin1 підрізання зуба шестерні відсутня.

при x2> xmin2 відсутня підрізання зуба колеса.

При порівнянні коефіцієнтів зміщення підставити цифрові значення для колеса і шестерні.

23. Радіус кривизни в граничної точці профілю зуба (проварка відсутності інтерференції зубів) шестерні і колеса

rе1= d1sina / 2 - (he * - ha * -x1) M / sina

rе2= d2sina / 2 - (he * - ha * -x2) M / sina

Дати висновок про наявність або браком інтерференції зубів. при rе1<rp1 і rе2<rp2 інтерференція зубів відсутня. при rе<0 відбувається підрізання зуба. Висновок обгрунтувати, підставивши цифрові значення.

24. Коефіцієнт торцевого перекриття

ea= [Z1tgaa1 + z2tgaa2 - (Z1+ z2) tgaw] / 2p

ГОСТ 16532-70 рекомендує для прямозубих передач мати ea> 1,2

25. Нормальна товщина зуба на колі вершин

Sa1= [P / 2 + 2x1tga + z1(Inva-invaa1)] Mcosa / cosaa1

Sa2= [P / 2 + 2x2tga + z2(Inva-invaa2)] Mcosa / cosaa2

Дати висновок про працездатність зубчастих коліс. Гост 16532-70 рекомендує мати Sa>0,3m при однорідній структурі матеріалу зубів і Sa>0,4m при поверхневому зміцненні зубів. Висновок обгрунтувати, підставивши цифрові значення.

2.5 Перевірка якості зачеплення за питомою ковзанню

Якість зачеплення оцінюється по максимальному питомій ковзанню в контактній точці профілю зуба при русі загальної точки по всій довжині активної лінії зачеплення. Швидкості загальної точки К по евольвентним профілем в напрямку ковзання для шестерні і колеса пропорційні відстаням rk1і rk2 точки контакту До від точок N1 і N2. Ця швидкість дорівнює тангенціальною складової точки контакту.

Vtk1= w1lN1 к= w1rk1

Vtk2= w2lN= w2rk2

При побудові графіків залежностей Vtk1 і Vtk2 скористаємося рівністю цих швидкостей в полюсі Р. Цю швидкість слід зобразити будь-яким відрізком PВ, проведеним з полюса Р.

Прямі, які виходять із точок N1 і N2 і проходять через В дають залежності Vtk1 і Vtk2.

Графіки цих залежностей (в масштабах для швидкостей) для всієї довжини лінії зачеплення N1N2 необхідно побудувати на аркуші креслення зубчастої передачі.

 
 


Мал. 5 Діаграми тангенціальних складових швидкостей точок контакту Vtк1 і Vtк2 вздовж теоретичної лінії зачеплення.

27. Питомий ковзання контактної точки евольвентного профілю шестерні і колеса поміщаємо в таблицю

q12= (Vtk1- Vtк2 ) / Vtk1 = (У12) / У1; q21= (Vtк2 - Vtk1) / Vtк2 = (У21) / У2;

Для обчислення питомої ковзання рекомендується вихідні дані і результати записати в таблицю.

 
У1                          
У2                          
У12                          
q12                          
                           
У21                          
q21                          

У число розрахункових положень необхідно включити початкову контактну точку профілів зубів А і кінцеву контактну точку профілів зубів В, отримані від перетину кіл вершин обох коліс з лінією зачеплення N1N2.

2.6 Виконання креслення зубчастої передачі.

Відповідно до завдання викреслити зовнішнє зачеплення і показати не менше трьох зубів на кожному колесі Рис 4. Масштаб креслення вибрати таким, щоб

повна висота зуба на кресленні була близько 60 мм. Виходячи з цих умов

задаємося масштабом М

Зачеплення коліс викреслити з позначенням всіх елементів і розмірів зачеплення. Провести лінію центрів, позначити на ній центри Про1, Про2 обох коліс, відзначити положення полюса Р на лінії центрів в точці зіткнення початкових діаметрів шестірні і колеса. Креслимо дуги відповідних початкових кіл. Далі накреслити ділильні, основні окружності а також окружності вершин і западин. Через полюс зачеплення Р провести дотичну tt до початкових кіл і лінію зачеплення N1N2 . Вона стосується обох основних кіл в точках N1 і N2 відповідно і утворює кут зачеплення ?w з лінією tt.

Будуємо дві евольвенти двох зубів, що проходять через полюс Рис 6. Для цього ділимо лінію зачеплення N1P на ціле число відрізків (чотири, п'ять, шість) і відкладаємо на основного кола дуги, рівні цим відрізкам позначаючи точки ділення. Знайдемо початок евольвенти на основного кола. У попередній точці

проводимо дотичну і відкладає відрізок один раз. У другій точці два і так далі. В результаті на дотичних отримаємо серію точок, з'єднавши які за лекалом побудуємо евольвенту. Аналогічно робимо з лінією N1P і побудова другої евольвенти.

Для побудови трьох зубів на кожному колесі скористаємося правилами симетричного відображення, величинами кутових кроків зачеплення t1 і t2, Кроком зачеплення рa і кроком на ділильної окружності р, а також окружними толщинами зуба на ділильної окружності s1 і s2 і нормальними товщинами на окружності вершин sа1 і sа2 . На кресленні зазначити кут зачеплення ?w, теоретичну N1N2 і практичну АВ лінії зачеплення. У точках А і В пунктирною лінією побудувати евольвентні профілі відповідні моменту входу і виходу зубів із зачеплення. Показати також на дійсній лінії зачеплення пунктирною лінією по два евольвентних профілю, віддалені від А і В на крок, тим самим показавши зони однопарний і двупарного зачеплення. На кресленні показати дуги перекриття а1в1 і а2в2 і відповідні їм кути перекриття ??1 і ??2. Для точок А і В показати профільні кути при вершині зубів шестерні і колеса. Показати кроки по початковій і основній окружності.

На аркуші креслення помістити три таблиці.

Таблиця вихідних даних

Z1 Z2 m ? hе * ha * c * x1 x2
    мм град          
                 

Таблиця величин, що характеризують шестерню і колесо

da1 da2 d1 d2 db1 db2 df1 df2 h s1 s2 sa1 sa2
 міліметри
                         

Таблиця величин, що характеризують зачеплення

aw ?w y  ?y xmin1 xmin2 dw1 dw2  g? ?? ?12 ?21
 мм  град          мм  мм  мм      
                     Від до  Від до

ЛИСТ № 3

Визначення моменту інерції маховика і знаходження закону руху для ланки приведення всередині циклу усталеного руху.

мета листа: Визначити методом Віттенбауера момент інерції маховика для важільно - шарнірного механізму рухається із заданою ступенем нерівномірності ходу d при сталому режимі роботи. Підрахувати потужність машини і знайти закон руху для ланки приведення всередині циклу усталеного нерівноважного руху.

Початкові дані ( на прикладі механізму шарнірного четирехзвенніка):

Дана схема механізму, діаграма навантаження на коромисло від робочого органу. Задані розміри ланок: l0, l1, l2, l3 та ін.

Задані також:

n об / хв - частота обертання кривошипа,

d - коефіцієнт нерівномірності ходу.

3.1 Визначення параметрів еквівалентної динамічної моделі.

1. Вибрати масштаб кінематичної схеми М таким чином, щоб план механізму розташовувався зліва вгорі на 1 \ 6 листа А1.

1. Викреслити положення механізму, відповідні обом крайнім мертвим положенням. За нульове положення прийняти початок робочого ходу.

3. Зобразити механізм в 12-ти положеннях, відповідних послідовним поворотам початкової ланки на кут j = p / 6 в напрямку обертання. Перенумерувати всі положення механізму, починаючи з нульового

4. Виділити будь-яке з положень механізму, за винятком мертвих, контурною лінією. Це положення буде зображувати план механізму.

5. Побудувати плани швидкостей механізму в 12-ти положеннях з одного центру, полюса p. Приймаємо pb = 60 ... 90 мм, щоб всі плани розташувалися на 1/6 листа.

6. Підрахувати приведений момент інерції Jпр механізму з умови рівності кінетичних енергій ланки приведення (кривошипа) і всього механізму. Величина приведеного моменту інерції Jпр для будь-якого з накреслених положень може бути визначена за формулою

Jпр= A [milAB2(Vsi / Vb)2 + JsilAB2(wi / Vb)2 ]

i

7. Визначити маси і моменти інерції ланок механізму за емпіричними формулами.

маси mi (Кг) ланок вважаємо пропорцианально їх довжинах

mi= (10 ... 20) li ;

масу повзуна, що рухається в нерухомих напрямних, приймати в 8 ... 10 разів більша за масу ведучого кріворшіпа;

масою повзуна, що рухається уздовж рухомий спрямовуючої, знехтувати.

Центр мас кривошипа, шатуна або коромисла розташовувати на середині довжини каждогго ланки, якщо це положення не задано.

Моменти інерції Jsi (кгм2) Ланок щодо осі, що проходить через центр мас і перпендикулярній до площини руху визначаємо за емпіричною формулою

Jsi= (0,1 ... 0,125) li2 mi

На основі загального рівняння для Jпр необхідно вивести формулу наведеного моменту інерції для свого механізму (в нашому прикладі для механізму шарнірного четирехзвенніка) замінивши відносини швидкостей відповідними відрізками плану швидкостей.

Jпр= Js1+ lAS12m1+ JS2(lAB/ lBC)2(Bc / pb)2+ lAB2m2(ps2/ Pb)2+

+ JS3(lAB/ lCD)2(Pc / pb)2+ lAB2m3(ps3/ Pb)2

Підрахунок за цією формулою величин наведеного моменту інерції проведемо в табличному вигляді. Для цього складемо таблицю в яку будемо вносити різні компоненти (складові і співмножники) величини приведеного моменту інерції механізму в залежності від положення початкової ланки для всіх накреслених положень механізму. У неї внесемо всі вихідні дані, кожний доданок і результати розрахунку. Відрізки pb, pc і інші з планів швидкостей заміряємо і вносимо в таблицю 3.1.

Таблиця 3.1

   положення механізму
 ...
JS1+ lAS12m1  кгм2  постійна величина
JS2(lAB : lBC)2  кгм2  постійна величина
 bc  мм            
 pb  мм            
 bc: pb              
JS2(lAB : lBC)2 (Bc: pb)  кгм2            
lAB2m2  кгм2 постійна величина
 ps2  мм            
 ps2: pb              
lAB2 m2(ps2: Pb)  кгм2            
JS3(lAB : lDC)2  кгм2 постійна величина
 pc  мм            
 pc: pb              
JS3(lAB : lDC)2(Pc: pb)  кгм2            
lAB2m3  кгм2 постійна величина
 ps3  мм            
 ps3: pb              
lAB2m3(ps3: Pb)  кгм2            
Jпр  кгм2            

8. На аркуші побудувати графік Jпр(J) для повного обороту початкової ланки, зберігаючи нумерацію положень механізму. Мосштабний коефіцієнт по осі j (кут повороту початкової ланки)

mj= 2p / = радіан / мм

Визначити масштабний коефіцієнт по осі приведеного моменту інерції Jпр

mJ= кгм2/ мм

9. Побудувати діаграму заданої зовнішньої навантаження, т. Е. В нашому прикладі це моменту опору на третю ланку.

Mmax= lDCPmax=

На діаграмі відзначаємо положення вихідного веденого ланки механізму і в кожному положенні знаходимо величину моменту.

10. Підрахувати наведений момент Мпр сс сил опору з підстави, що для даного миттєвого положення механізму потужність приводиться заданої зовнішньої навантаження дорівнює потужності приведеного моменту сил.

Наведений момент зовн активного моменту M3 визначаться по формулі

Mпр= M3?3/ ?1.

При приведенні зовнішньої активної сили P3маємо

Mпр= lABP3V3/ VB.

При цьому необхідно враховувати, що якщо зовнішні момент або сила в даний момент будуть рушійними, то приведений момент буде позитивним. Якщо наведені силові фактори будуть силами опору, то приведений момент опору буде негативним. Рекомендується розрахунок провести в табличній формі і в таблиці для приведеного моменту сил Mпр необхідно привести всі величини і результати для всіх розрахункових положень.

Наприклад, наведений момент сил Mпр сс для кривошипно-коромислового механізму обчислюється за формулою

Mпр сс= М3w3/ w1= M3(lAB/ lBC) (VCD/ Vb) = M3(lAB/ lBC) (Pc / pb)

Отримані дані при розрахунку занести в таблицю 3.2

Таблиця 3.2

   положення механізму
 ...
M3  нм            
lAB : lGC   постійна величина
 pb  мм            
 pc  мм            
Mпр сс  нм            

10. Побудувати графік Мпр(J) для повного циклу роботи механізму. Дати нумерацію положень механізму. Підрахувати масштаби коефіцієнти по координатним осях j і Мпр

mj= Рад / мм

mМПР = Нм / мм

11. Методом графічного інтегрування графіка Мпр. побудувати графік робіт приведеного моменту сил для всього циклу усталеного руху. Полюсний відстань приймаємо Нм=

Підрахуємо масштаб mА

mА= Нм mMпрmj= Дж / мм

12. Прийняти, що невідомий момент сил Мн, Що діє на початкову ланку механізму, постійний при сталому нерівноважному русі. Якщо задана зовнішнє навантаження є рушійною, то невідомий момент Мн буде моментом опору. Якщо ж задана зовнішнє навантаження представляє силу або момент опору, то невідомий момент Мн буде рушійним. У нашому випадку Мн- Рушійний момент. При допущенні що Мн= Const., Робота невідомого моменту буде прямо пропорційна куту повороту початкової ланки А = Мнj, а так як за цикл усталеного нерівноважного руху різниця роботи приводиться навантаження і та робота невідомого моменту дорівнює нулю, то можна з'єднати прямою лінією початок і кінець графіка Ан(J). Цю пряму відобразимо щодо осі абсцис. Це буде графік роботи невідомого моменту сил всередині циклу роботи ..

13. методом графічного диференціювання залежно Ан(J) знайти величину невідомого моменту сил Мн

Мн=

14. скористатися графіками Адв з і Асс з і побудувати в нових координатних осях графік надлишкової роботи Ахат= Адвсс за весь цикл усталеного нерівноважного руху механізму.

mАізб= Дж / мм

15. потроіть діаграму Віттенбауера в суміщених координатах, тобто графік залежності надлишкової роботи від наведеного моменту інерції механізму Ахат= Ахат(Jпр) Для цього необхідно знести відповідні точки з графіків Ахат і Jпр, зберігаючи масштаби mАі mJ.

3.2 Визначення моменту інерції маховика

16. Порахувати максимальну і мінімальну кутову швидкість початкової ланки всередині циклу усталеного нерівноважного руху

wср= Pn / 30 =

wmax =wср(1 + d / 2) =

wmin=wср(1-d / 2) =

17. Підраховуємо тангенси кутів нахилу дотичних до кривої Віттенбауера з віссю наведеного моменту інерції

tgymax= (MJ wmax2) / 2mAізб= ymax =

tgymin= (MJ wmin2) / 2mAізб= ymin=

18. провести дотичні лінії зверху і знизу до замкнутої кривої на графіку енергія-маса (крива Віттенбауера) відповідно під кутами ymах і ymin.Визначимо довжину відрізка ab, що відсікається цими дотичними на осі ординат.

19. Підраховуємо момент інерції маховика.

Jmax= mAізб * ab / d / wср2=

20. потужність машини визначається за формулою

N = Mн * wср=

3.4 Визначення розмірів маховика

21. Розміри маховика можна визначати за різними методиками за погодженням з консультантом. Наведемо приклад формул для розрахунку за методикою і рекомендацій [14] стор.120

Вибирається маховик у вигляді масивного обіду, пов'язаного з маточиною більш тонким диском. Момент інерції обода шириною b і діаметрами D1 і D2 визначають за формулою

Jmax= M * (D12+ D22) / 8 = pbr * (D24- D14),

де маса дорівнює m = p (D22-D12) Br / 4

Приймемо позначення:

yb= B / D2 - Коефіцієнт ширини маховика

yп= D1/ D2 - Коефіцієнт товщини обода

Формула для моменту інерції перетвориться до виду

Jmax= pyb(1-yп) R D25/ 32 кгм2

Для приватних значень

r = 7,8 кг / дм3, yb= 0,2, yп= 0,6, отримаємо

__

D2= 0,376 5OJmax= М зовнішній діаметр

Для приватних значень

r = 7,8 кг / дм3, yb= 0,2, yп= 0,8, отримаємо

__

D2= 0,437 5O Jmax= М зовнішній діаметр

D1= yп * D2= М внутрішній діаметр

b = yb * D2= М ширина обода

Масу маховика розраховуємо по формулі

m == pbr * (D22- D12) / 32 = 6123 * b * (D22- D12) = Кг

3.5 Визначення закону руху механізму.

Знайти зміна швидкості обертання кривошипа всередині циклу усталеного нерівноважного руху за допомогою діаграми Віттенбауера. Відрізку ав діаграми відповідає перепад величин кутових швидкостей ланки приведення всередині циклу. Масштабний коефіцієнт діаграми зміни кутової швидкості ведучої ланки

mw= (Wmax-wmin) / Ab = з-1/ мм

Знаходимо величину прискорення ланки приведення по цій діаграмі

e1= wmwtgb / mj= 1 / с2,

де b- кут нахилу касательноцй до графіка в розглянутому положенні

Якщо графічно продифференцировать залежність w (j), то отримаємо криву dw / dj

mdw /dj= mw/ Hemj c-1/ мм

Кутове прискорення в розглянутому положенні знаходимо за формулою

ei= (W+ ?wi mw) (Dw / dj)i mdw/ dj c-2

ЛИСТ № 4

СИЛОВОЙ РОЗРАХУНОК ДЛЯ важеля шарнірному механізму.

Мета листа. Для одного миттєвого положення механізму визначити методом кінетостатікі (за допомогою планів сил) реакції у всіх кінематичних парах і тангенціальну врівноважуючу силу, прикладену до пальця кривошипа в точці В.

Початкові дані :

Для силового розрахунку повинна бути задана схема механізму в розрахунковому положенні, при цьому повинні бути відомі довжини ланок l0, l1, l2 та ін.

З третього листа з аналізу динаміки механізму повинні бути вже визначені:

маси ланок m1, m2, m3;

моменти інерції ланок Js1, Js2 , Js3;

момент інерції маховика Jмах;

Заданими повинні бути зовнішні активні сили:

момент від зовнішнього навантаження на кривошипі (в наше прикладі Мн);

силовий фактор від робочого органу на відомому ланці механізму (наприклад М3);

Заданим є також рух механізму, тобто

n об / хв - частота обертання кривошипа,

e 1 1 / с2 - Кутове прискорення кривошипа в розрахунковому положенні

4.1Кінетостатіческій силовий розрахунок

1. Побудувати план механізму (наприклад шарнірного четирехзвенніка) в розрахунковому положенні. Вибрати масштаб плану механізму М як в третьому аркуші.

При цьому викреслити положення механізму, відповідні мертвим положенням. За нульове положення приймаємо початок робочого ходу. Від нульового положення відкласти розрахункове положення і виконати його суцільний контурній лінією.

2. Побудувати план швидкостей механізму в розрахунковому положенні і підрахувати масштабний коефіцієнт mv. Підрахувати швидкості різних точок механізму і кутові швидкості ведених ланок.

3. Побудувати два плану прискорень механізму. Підрахувати масштабний коефіцієнт mа

Варіант 1. Кутове прискорення кривошипа дорівнює нулю (e1= 0). Це ідеальний закон руху для сталого рівноважного руху.

Варіант 2. кутове прискорення кривошипа одно e1, Дорівнює значенню, знайденому в 3-му аркуші для розрахункового положення. Це буде реальний закон для сталого неравновесного руху.

Підрахувати величини лінійних прискорень центрів мас і інших точок механізмма, визначити кутові прискорення кожного обертового ланки в двох варіантах.

Порівняти два плану прискорень і зробити висновки про вплив кутового прискорення e1 на план прискорення, сили інерції і на необходіомость обліку реального руху на силовий розрахунок.

4. Підрахувати інерційні навантаження для кожної ланки механізму.



Синтез кулачкового механізму з плоским тарілчастим штовхачем | Сили інерції визначаються за формулою