Вертикальный пресс

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