РњРРќРСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНРРЇ Р РќРђРЈРљР Р РћРЎРЎРЙСКОЙ ФЕДЕРАЦРР
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО Р РћРЎРЎРЙСКОЙ ФЕДЕРАЦРР РџРћ ОБРАЗОВАНРР®
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНРР• ВЫСШЕГО ПРОФЕССРОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНРРЇ
РќРЖЕГОРОДСКРР™ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНВЕРСРТЕТ РёРј. Рќ.Р. ЛОБАЧЕВСКОГО
ФАКУЛЬТЕТ УПРАВЛЕНРРЇ РПРЕДПРРРќРМАТЕЛЬСТВА
Контрольная работа по дисциплине:
«Машиноведение»
на тему: «Механизмы кулачковые и прерывистого движения»
Нижний Новгород, 2009 г.
СОДЕРЖАНРР•
1. ВВЕДЕНРР• | стр. | 3 |
1.1 Р’РДЫ КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’ | стр. | 4 |
1.2 ЗАМЕНЯЮЩРР• МЕХАНРР—РњР« | стр. | 5 |
1.3 РЛЕМЕНТЫ РџР РћР¤РЛЯ КУЛАЧКА | стр. | 5 |
1.4 ВЫБОРЗАКОНА ДВРЖЕНРРЇ ТОЛКАТЕЛЯ | стр. | 6 |
1.5 РЗГОТОВЛЕНРР• КУЛАЧКОВ | стр. | 7 |
1.6 РђРќРђР›РР— КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’ | стр. | 8 |
1.7 УГОЛ ДАВЛЕНРРЇ РЕГО РЎР’РЇР—Р¬ РЎ РАЗМЕРАМРКУЛАЧКА | стр. | 8 |
1.8 ОПРЕДЕЛЕНРР• ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНРР—РњРђ РЎ КОЛЕБАТЕЛЕМ | стр. | 10 |
Р›РТЕРАТУРА | стр. | 12 |
Введение
Кулачковые механизмы — плоские или пространственные механизмы СЃ РѕРґРЅРѕР№ высшей кинематической парой, выполняющие самые разные функции, получившие широкое распространение РІ механизмах перемещения рабочих органов различных машин-автоматов, РІ устройствах подачи станков, механизмах газораспределения двигателей внутреннего сгорания Рё РІРѕ РјРЅРѕРіРёС… РґСЂСѓРіРёС… случаях, РєРѕРіРґР° требуется получить возвратно- вращательное или возвратно-поступательное движение ведомого звена РїРѕ заданному закону. Воспроизведение движения ведомого звена (толкателя) кулачковые механизмы осуществляют теоретически точно. РС… ведущее звено называется кулачком.
Кулачковый механизм, в большинстве случаев, является составной частью проектируемой машины. Он может использоваться как основной, но чаще является вспомогательным механизмом для выполнения технологической операции, последовательность и продолжительность которой согласуется с движением звеньев основного механизма.
Поэтому проектирование кулачковых механизмов выполняется после того, как предварительно намечена общая компоновка машины, спроектированы ее рабочие органы, установлена продолжительность и последовательность выполнения элементов движения ведомого звена кулачкового механизма, выбран закон движения.
Проектирование кулачкового механизма заключается РІ определении взаимного расположения ведущего звена (кулачка), ведомого звена (толкателя) Рё координат профиля кулачка, обеспечивающих заданный закон движения толкателя. РџСЂРё этом должны быть удовлетворенны требования, определяющиеся технологическим процессом Рё эксплуатационными показателями механизма. Рти требования отражаются РІ исходных данных для проектирования.
1.1 Р’РДЫ КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’
Кулачковым механизмом называется механизм, в состав которого входит кулачок (звено, рабочая поверхность которого имеет переменную кривизну). Зубчатый механизм можно рассматривать как многокулачковый механизм.
Кулачковые механизмы широко применяются в двигателях внутреннего сгорания, в текстильных машинах, в полиграфических машинах, в машинах – автоматах различного назначения, в разнообразных приборах. Достоинство кулачковых механизмов – возможность воспроизводить почти любой закон движения, причем синтез их относительно несложен. Недостатки – наличие высшей кинематической пары и, как следствие, ограниченная долговечность, сложность изготовления, высокая стоимость.
Кулачковый механизм состоит РёР· кулачка (обычно вращающегося) Рё толкателя, совершающего возвратно – поступательное движение. РРЅРѕРіРґР° толкатель совершает колебательное движение, РІ таком случае РѕРЅ называется колебателем или коромыслом. Для уменьшения трения толкатель снабжают роликом. Схемы кулачковых механизмов чрезвычайно разнообразны. Кулачковые механизмы бывают плоские Рё пространственные, СЃ толкателем, имеющим рабочим элементом острие, ролик или плоскость, центральные Рё дезаксиальные (СЂРёСЃ. 1.1).
Соприкосновение звеньев в кулачковом механизме обеспечивается силовым или геометрическим замыканием (рис. 1.2). Силовое замыкание осуществляется с помощью пружины. Геометрическое замыкание осуществляется с помощью паза, в котором помещается ролик толкателя. Недостатком такой конструкции является трудоемкость точного выполнения паза и наличие удара при реверсировании движения толкателя из-за неизбежного зазора между роликом и пазом. От этого недостатка свободен двухдисковый кулачок. Еще одну разновидность представляет диаметральный кулачок с рамочным толкателем. Его особенность состоит в том, что произвольно можно выбрать только часть профиля кулачка, оставшаяся часть профиля определяется из условия замыкания кулачка рамкой.
1.2 ЗАМЕНЯЮЩРР• МЕХАНРР—РњР«
Кулачковый механизм может быть заменен кинематически эквивалентным рычажным механизмом. В основе такой замены лежит принцип замены механизма с вышей парой механизмом с низшими парами: через точку касания элементов высшей пары следует провести общую нормаль к профилям, в центрах кривизны профилей поместить шарниры или поступательные пары (если одним из профилей является прямая линия. Движение ведомых звеньев будет одинаковым в кулачковых и заменяющих их рычажных механизмах. Следует подчеркнуть, что речь идет о мгновенно заменяющих механизмах, так как в связи с непрерывным изменением радиуса кривизны кулачка меняется длина кривошипа и шатуна. Таким образом, задачу кинематического исследования кулачкового механизма можно свести к исследованию соответствующего рычажного механизма.
1.3 РЛЕМЕНТЫ РџР РћР¤РЛЯ КУЛАЧКА
Несмотря на чрезвычайное разнообразие профилей кулачков можно указать общие для всех их элементы. Для всякого кулачка можно найти точки наиболее и наименее удаленные от центра вращения и указать соответствующие им максимальный радиус Rmax и минимальный радиус Rmin. Окружность радиусом Rmin называется окружностью минимального радиуса. Она играет важную роль при последующем анализе кулачковых механизмов. В моменты, когда толкатель контактирует с точками профиля, соответствующими Rmin и Rmax, он неподвижен. Если такая точка одна, то толкатель совершает мгновенную остановку, если таких точек много, так, что они образуют дугу радиуса Rmin или Rmax, имеет место нижний или верхний выстой.
Между периодами остановок (выстоев) лежат периоды подъема Рё опускания толкателя. РћРЅРё соответствуют левому Рё правому рабочему профилю кулачка. Рменно рабочий профиль определяет закон перемещения толкателя РїСЂРё подъеме или опускании. Соответствующие периоды называются фазами работы толкателя Рё РЅР° профиле кулачка определяются фазовыми углами: углом нижнего выстоя П†РЅРІ, углом подьема П†Рї, углом верхнего выстоя П†РІРІ, углом опускания П†Рѕ.
Фазовые углы связаны соотношением
П†Рї + П†РІРІ + П†Рѕ + П†РЅРІ = 360Лљ
Для любого кулачкового механизма диаграмма перемещений толкателя имеет характерный вид, представленный на рис. 1.3
Разнообразие законов движения достигается за счет различного сочетания длительностей фаз, а также различных законов подъема и опускания толкателя.
1.4 ВЫБОРЗАКОНА ДВРЖЕНРРЇ ТОЛКАТЕЛЯ
В ряде технологических машин, таких как текстильные, полиграфические и другие, закон движения полностью определен той операцией, для выполнения которой механизм предназначен. В таком случае выбор закона движения отпадает. Однако во многих случаях, например, в машинах – автоматах, автомобильных двигателях технологическим процессом задаются только фазовые углы и величины перемещений. Внутри каждой фазы подъема и опускания закон движения может быть произвольным, Тогда закон движения выбирается таким, чтобы механизм был оптимальным в динамическом отношении.
Простейшим законом является закон постоянной скорости (СЂРёСЃ. 1.4). Скорость РІ точке 1 теоретически мгновенно изменяет направление, следовательно ускорение стремится Рє бесконечности. Практически РёР· – Р·Р° упругости звеньев изменение направления РїСЂРѕРёСЃС…РѕРґРёС‚ Р·Р° некоторый малый промежуток времени, поэтому ускорение РЅРµ бесконечно, РЅРѕ велико, Р° следовательно Рё очень велика сила инерции. Рто явление РЅРѕСЃРёС‚ название жесткого удара. Такой закон движения может быть применен только для малоответственных тихоходных механизмов.
Жесткого удара можно избежать, если принять закон постоянного ускорения. Однако здесь мгновенно изменяется направление ускорения Рё следовательно – направление силы инерции. Рто тоже проявляется РІ РІРёРґРµ удара – “ РјСЏРіРєРѕРіРѕ удара”, который РїСЂРёРІРѕРґРёС‚ Рє колебаниям Рё дополнительным динамическим нагрузкам. РџСЂРё применении закона косинусоидального ускорения РІ точке 1 сила инерции равна нулю, РЅРѕ РјСЏРіРєРёР№ удар РІ точке 2 РІСЃРµ же РїСЂРѕРёСЃС…РѕРґРёС‚, если далее следует выстой толкателя.
Безударными будут синусоидальный закон и полиноминальный закон. Однако применение двух последних законов предъявляет очень высокие требования к точности изготовления кулачков.
Раньше обычно применялись кулачки, очерченные дугами сопряженных окружностей. Несмотря на то, что профиль таких кулачков был абсолютно гладким, в точках сопряжения происходили мягкие удары, так как имело место мгновенное изменение радиусов кривизны.
1.5 РЗГОТОВЛЕНРР• КУЛАЧКОВ
Кулачковые механизмы очень чувствительны к точности профиля кулачка. Поэтому они требуют особо тщательного изготовления. Основной метод изготовления кулачков – по точкам. На требуемом расстоянии от оси кулачка устанавливается фреза и производится обработка элемента профиля. Затем заготовка с помощью делительного устройства поворачивается на 0.5 – 1˚, фреза устанавливается в новое положение и так далее. Процесс очень трудоемок, так как требует большого числа установок. Возникающие при таком способе изготовления гребешки на профиле удаляются при последующей доработке. Для изготовления кулачков применяются также копировально-фрезерные станки и станки с числовым программным управлением. Профиль кулачка задается в числовом виде и автоматически воспроизводится на заготовке.
1.6 РђРќРђР›РР— КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’
Анализ кулачкового механизма состоит в определении кинематических параметров движения толкателя: перемещения, скорости и ускорения. Рассмотрим эту задачу на примере центрального кулачкового механизма с толкателем, имеющим острие (рис. 1.5).
Как видно из рисунка, для данного положения кулачкового механизма перемещение толкателя есть разность между радиус – вектором профиля кулачка и окружностью минимального радиуса. Для определения перемещения в другом положении следует повернуть кулачок и снова найти эту разность. Однако с целью облегчения построений удобно сообщить механизму обращенное движение со скоростью равной скорости вращения кулачка, но в обратном направлении. В таком случае кулачок будет оставаться неподвижным, а ось толкателя будет занимать последовательные положения 1, 2, 3…
За начало отсчета принимают точку отрыва профиля кулачка от окружности минимального радиуса. Обычно окружность разбивают на 12 частей. Части берутся равными, так как согласно формуле φ = ω t при постоянной скорости вращения углы поворота φ при равных интервалах времени тоже будут равными. Замерив перемещения и отложив их как ординаты, соединяют точки плавной кривой. Полученный график есть график s(φ) или в другом масштабе – график
s(t) Графики v(t) и a(t) получаются графическим дифференцированием графика s(t).
Если толкатель снабжен роликом, то следует рассмотреть эквивалентный механизм, у которого центр ролика как острие работает по центровому профилю кулачка. Центровым профилем называется траектория ролика в обращенном движении. Центровой профиль является эквидистантной кривой по отношению к действительному профилю. Расстояние между ними, измеренное по нормали к профилю, равно радиусу ролика.
Анализ кулачковых механизмов других видов принципиально подобен рассмотренному выше.
1.7 УГОЛ ДАВЛЕНРРЇ РЕГО РЎР’РЇР—Р¬ РЎ РАЗМЕРАМРКУЛАЧКА
Более важную для практики и в то же время более сложную задачу представляет синтез кулачкового механизма. Синтез кулачковых механизмов выполняется в два этапа. Первый этап – определение основных размеров механизма: минимального радиуса, диаметра ролика, длины колебателя, положение неподвижных элементов механизма. Второй этап – определение профиля кулачка по заданному закону движения. Определение минимального радиуса кулачка производится на основании угла давления.
Углом давления называется угол между направлением силы и направлением перемещения, вызванного этой силой. В случае кулачкового механизма сила действует по общей нормали, проведенной через точку касания ролика и кулачка, направление перемещения – по оси толкателя (рис. 1.6).Угол θ между этими направлениями – угол давления.
Перенесем силу Рпо линии действия n – n в точку В и разложим на составляющие N и T. Сила Т является движущей силой для толкателя, сила N прижимает толкатель к направляющей, в результате чего возникает сила трения F.
T = P cos Оё N = P sin Оё F = f N
С увеличением угла θ движущая сила T уменьшается, сила N, а значит и сила трения F увеличивается. При некотором предельном значении угла θ движущая сила станет равной силе трения – толкатель застопорится.
F = T f P sin Оё = P cos Оё
Отсюда tgθ = 1/f, т.е. предельный угол давления определяется коэффициентом трения f. В правильно спроектированном кулачковом механизме угол давления значительно меньше предельного.
Практика рекомендует, исходя из рационального к.п.д., допустимый угол давления до 30° для механизмов с роликовым толкателем и до 45° — для механизмов с роликовым колебателем.
Выбирая соответствующие размеры кулачка, всегда можно удовлетворить поставленному требованию по углу давления. Выясни связь между размерами кулачка и углом давления Для этого рассмотрим эквивалентный исходному кулачковый механизм с острым толкателем, работающим по центровому профилю (рис. 1.6).
Построим план скоростей для этого механизма
Vb2 = Vb1 + Vb2, b1
РР· плана скоростей следует
tg Оё = Vb2 / Vb1 = Vb/ П‰ (Ro + s) (1.1)
РР· анализа этой формулы следует, что между углом давления Рё минимальным радиусом существует нелинейная СЃРІСЏР·СЊ, такая, что СЃ увеличением минимального радиуса Ro СѓРіРѕР» давления уменьшается. Уменьшение угла давления благоприятно сказывается РЅР° Рє.Рї.Рґ. механизма, однако это достигается Р·Р° счет увеличения его габаритов.
На основании этой формулы разработан графический прием определения минимального радиуса (рис. 1.7), используемый обычно при курсовом проектировании.
РСЃС…РѕРґСЏ РёР· графиков движения толкателя s(t) Рё v(t) методом исключения общего переменного строится график v(s), Р° затем. переходом Рє РЅРѕРІРѕР№ переменной Еќ = v / П‰ – график Еќ(s). Переменная Еќ называется аналогом скорости. Положительное направление РѕСЃРё Еќ берется РїРѕ направлению вращения кулачка. Р’ СЃРІСЏР·Рё СЃ тем, что размерность s Рё Еќ одинакова, масштабные коэффициенты РїРѕ обеим РѕСЃСЏРј выбираются также одинаковыми.
Если от точки О вниз отложить минимальный радиус, а затем точку О1 соединить линией с произвольной точкой 1 на графике, то эта линия образует с осью ординат угол θ – это вытекает из имеющегося соответствия отрезков на рис. 1.7 и формулы (1.1).
Максимальный угол давления получится, если из точки О1 провести касательную к левой части графика. Для кулачка с силовым замыканием достаточно рассмотреть левую часть графика, так как опасность заклинивания существует только на фазе подъема.
1.8 ОПРЕДЕЛЕНРР• ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНРР—РњРђ РЎ КОЛЕБАТЕЛЕМ
В основе определения минимального радиуса для кулачкового механизма с колебателем также лежит рассмотренное выше соотношение между минимальным радиусом и углом давления. Различие заключается в своеобразии построения графика ŝ(s), учитывающем непрерывное изменение направлений s и ŝ.
Угол давления для такого механизма определится как угол между направлением общей нормали n – n и вектором скорости VB (рис. 1.8).
Построение графика s(ŝ) выполняется следующим образом. В выбранном масштабе строятся крайние положения колебателя В1С и В2С. Дуга В1В2, представляющая траекторию точки В, делится на равные части и через точки деления проводятся лучи из точки С. Для каждого положения колебателя соответствующий участок дуги и луч можно рассматривать как оси s и ŝ. Откладываем на лучах в принятом масштабе аналоги скорости ŝ, истинная величина которых рассчитывается по формуле
Еќ = LBC П‰2 / П‰1
Значения ω2 берутся из имеющегося в нашем распоряжении графика ω2(φ2).
На фазе подъема аналоги скоростей откладываются от центра С, на фазе опускания 0 — к центру. В точках, где аналоги скоростей максимальны, строятся перпендикуляры к лучам и к ним под допустимым углом давления проводятся прямые линии.
Если выбрать центр вращения кулачка в заштрихованной зоне, то отрезок ОВ1 можно принять за минимальный радиус. В таком случае приближенно будет удовлетворяться допустимый угол давления. Выбрав положение очки О, мы тем самым определяем еще один размер механизма – расстояние между центрами вращения кулачка и колебателя – точками О и С. Рис 1.9
Р›РТЕРАТУРА
Теория механизмов и механика машин,- М.: Высшая школа, 1998.
Кожевников РЎ.Рќ., Есиненко РЇ. Р., Раскин РЇ. Рњ. Механизмы.
Справочное пособие / Под ред. С. Н. Кожевникова. — М.:
Машиностроение
Попов С.А., Тимофеев Г.А. Проектирование кулачковых
механизмов
www.ronl.ru
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО РџРћ ОБРАЗОВАНРР®
НОВГОРОДСКРР™ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ РЈРќРВЕРСРТЕТ
РМЕНРЯРОСЛАВА МУДРОГО
____________________________________________________________________________________________
Кафедра «Механика и конструирование машин.
Курсовая работа
по дисциплине: «Теория механизмов и машин»
на тему: «Рычажный механизм. Кулачковый механизм»
Выполнил: студент гр. 8062зу
_______________
В« В»_______________2010 Рі.
Проверил: _______________
В« В»_______________2010 Рі.
Великий Новгород
2010 Рі .
Содержание.
Кулачковый механизм……………………………………………………………………………9
Приложения……………………………………………………………………………………….11
1
1.Структурный анализ рычажного механизма
1.Кривошип О1А
2.Шатун А В
3.Ползун В
N =3- число подвижных звеньев
P5= 4- число кинетических пар 5 го класса
Определим степень свободы всего механизма по формуле Чебишева ( для плоских механизмов):
W = 3n – 2p5 – p4 = 3 * 3 – 2 * 4 – 1 * 0 =1
Следовательно, ( т.к. W =1 ) механизм приводится в движение с одного ведущего звена и его можно разбить на структурные группы Асура – 1 диада и механизм 1 го класса.
Механизм 1 го класса Диада 2,3
Рћ1 3
Р’
1 2
Рђ
Рђ
2
1.1 Построение планов положений механизма.
1.1.1 Определяем масштабный коэффициент длинны.
РљL = LРћРђ / РћРђ = 0,105/35 = 0,003 Рј/РјРј
LРћРђ = Рќ/2 = 210/2 = 105Рј LРђР’ = LРћРђ / 0,25 = 0,42 Рј
Масштабная длинна шатуна
РђР’ = LРђР’ / KL = 0,42 /0,003 = 140РјРј.
За нулевое положение принимаем положение когда ползун В будет находиться в верхней мёртвой точке
Делим окружность ОА на шесть частей и строим шесть положений механизма.
3
1.2 Построение планов скоростей
Определяем угловую скорость вращения кривошипа.
П‰1 = Рџn1 / 30 = 3,14* 90/ 30 = 9,42 СЃ -1
Скорость точки А
VР° =П‰1 * LРћРђ = 9,42 * 0,105 = Рј/c
Масштабный коэффициент плана скоростей.
Рљv = VA / СЂР° = 1/50 = 0,02 Рј/СЃ/РјРј
Для определения скорости точки В используем систему уравнений.
VB = VA + VBA / ┴BA
.
VB = VBO + VBBC
Скорость точки S2 определяем из условия подобия.
Действительные скорости точек определяем из выражения.
VР’ = СЂРІ * Рљv
VS2 = pS2 * Kv
ω2 = VAB / LAB = ав * Кv / LАВ
Полученные значения заносим в таблицу.
№ полож. | 0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
VР’ Рј/СЃ | 0 | 0,98 | 0,76 | 0,76 | 0,98 | |
Vs2 Рј/СЃ | 0,65 | 0,96 | 0,88 | 0,65 | 0,88 | 0,96 |
П‰2 СЃ -1 | 2,38 | 1,19 | 1,19 | 2,38 | 1,19 | 1,19 |
4
1.3 Построение планов ускорений
План ускорений строим для заданного положения.
Определяем ускорение точки а
аА = ω12 * LОА = 9,422 * 0,105 = 9,3 м/с2
Масштабный коэффициент плана ускорений.
Ка = ан / Па = 9,3/ 60 = 0?155 м: с2 / мм
Для определения ускорения точки В используем систему уравнений.
аВ = аА + аВА / װ ВА + аВА / ┴ ВА
аВ. = аВС + аВС
Нормальное ускорение аВС = ω²2 * Lав
Для ( 0 ) положения
Р°nР’Рђ = П‰ВІ2 * LРђР’ = 2,382 * 0,42 = 2,38 Рј/СЃ2
Для ( 2 ) и ( 4 ) аnВА = 1,192 * 0,42 = 0,59 м/ с2
Её масштабное значение
( 0 ) аn2 = аВА / КА = 2,38/ 0,155 = 15 мм
( 2 ) Рё ( 4 ) Р°n2 = 0,59 / 0,155 = 4РјРј
Ускорение точки S2 определяем из условия подобия
Абсолютные ускорения точек для ( 4 ) положения
аВ = аsв = ПВ * Ка = 37 * 0,155 = 5,74 м/c2
Р°s2 = РџS2 * РљР° = 48 * 0,155 = 7,44 Рј/ c2
Е2 = аВА / LАВ = (n2 в) * Ка / LАВ = 52 * 0,155/ 0,42 = 19,2 С-2
5
1.4Определение сил, действующих на звенья
Силы тяжести;
G1 = m1 * g = 14 * 10 = 140 H
G2 = m2 * g = 24 * !0 = 240 H
G3 = m3 * g = 55 * 10 = 550 H
Силы инерции
Р¤2 = m2 * as2 = 24 * 7,44 = 179 Рќ
Р¤3 = m3 * as3 = 55 * 5,74 = 316 Рќ
Моменты сил инерции
РњС„ 2 = Js2 * E2 = 0,72 * 19,2 = 13,8 Рќ * Рј
Js2 = 0,17 m2 * L2РђР’ = 0,17 * 24 * 0,242 = 0,72 РєРі * Рј2
Fc = Р 4 * РџР”2 N = 6 * 105 * 3 ,14 * 0,182 = 15260 Рќ
4 4
6
1.4 Определение реакций в кинематических парах
Для группы Асура, состоящей из звеньев 2 и 3 составим условие равновесия
Rn12 + RпєЎ12 +G2 +Р¤2 + Р¤3 + в„“3 + FРµ + R03 = 0
∑ MВ = 0 Rﺡ12 * ℓАВ – G2 hG2 * Kℓ — Ф2 * hф2 * Кℓ — Мф2 = 0
R03 * Xв„“ = 0
РР· второго уравнения находим
Rﺡ12 = 1. ( G2 * hG2 * Kℓ + Mф2 ) = 1… ((240 * 89 + 179 * 47 ) * 0,003 + 13,8 ) = 246 Н
в„“РђР’ 0,42
Задаёмся масштабным коэффициентом плана сил
РљF = Fmax / Fmin = 15260 = 100 Рќ
152 РјРј
Масштабные значения остальных сил
RпєЎ12 = R пєЎ 12 = 246 = 2,5 РјРј
РљF 100
G2 = 2,4РјРј G3 = 5,5 РјРј
Р¤2 = 2РјРј Р¤3 = 3РјРј
По первому уравнению строим план сил и определяем
RN12 = R12 * РљF = 162 * 100 = 16200 Рќ
R12 = 16200Рќ R03 = 29 * 100 = 2900 Рќ
Рассматриваем механизм 1го класса
Уравнение равновесия
R21 + Рљ01 + G1 = 0
R21 * hR21 * Кℓ — Му = 0
РР· второго уравнения находим
РњСѓСЂ = 16200 * 25 * 0,003 = 1215 Рќ * Рј
По первому уравнению строим план сил в масштабе
7
РљF = 200 Рќ.
РњРј
R12 = 81РјРј G1 = 1РјРј
РР· плана СЃРёР» R01 = 16200 Рќ
Smax = 30РјРј
П†Рџ = П†РІ = 1200П†Р’Р’ = 0 QРґРѕРї = 30 РјРј
2.1 Определение законов движения толкателя
Принимаем а1 = 50 мм
Задаём масштабом Кφ
Кφ ( φп + φв + φвв ) * . П . = ( 120 + 0 + 120 ) * 3,14 . = 0,0174 рад/ мм
180*Рђ 180*240
Определяем длину отрезка φП = 120мм
П†Р’Р’ =0 П†Р’ = 120 РјРј
Разбиваем отрезок 0 — φ* на четыре части, и отрезок φ* -φП тоже на четыре части.
Строим график аналога ускорений толкателя.
D2 s ( П† )
Dφ2
Геометрическим интегрированием строим графики
d Рї = ( П†) Рї ( П† )
dφ
Определяем масштабы по осям ординат полученных графиков
РљРџ = РљS = S = 30 = 0,517 РјРј
Рќ 58 РјРј
РљРџР† =Rs = ,517 =0,595 1.
Рќ2 * РљП† 50* ),0174 РјРј
8
КПІІ = КПІ = 0,595 = 0,683 . 1
Рќ1 *РљП† 50*0,0174 РјРј
2.2 Определение основных геометрических размеров механизма.
Для построения фазовой характеристики принимаем масштаб
Рљв„“ = Рљs =0,517 РјРј.
Определяем величину S в масштабе Кℓ
Умножаем ординату с графика.
d п на коэффициент КпІ = 0,595 = 1,15
dφ Кп 0,517
Данные сводим в таблицу.
N | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 |
Значение SІ | 14 | 26 | 34 | 38 | 34 | 26 | 14 | |
Значение SІ В масш. Кℓ | 16 | 30 | 39 | 44 | 39 | 30 | 16 |
Строим фазовую характеристику на этапе подъёма, т.к. замыкание кулачка осуществляется с помощью пружины.
Определяем величину начального радиуса кулачка.
R0 =R0 * KC = 53 * 0,517 = 28РјРј
Рспользуя метод обращения строим теоретический профиль кулачка
Определяем φmin = φ * Kℓ
РўРѕРіРґР° r СЂРѕР» = 0,7 * П†min
rСЂРѕР» = 0,4 * R0 = 0,4 * 28 = 11,2 РјРј
Принимаем rрол = 10 мм и строим действительный профиль кулачка rрол = 19 мм.
9
www.ronl.ru
Введение
Кулачковые механизмы - плоские или пространственные механизмы СЃ РѕРґРЅРѕР№ высшей кинематической парой, выполняющие самые разные функции, получившие широкое распространение РІ механизмах перемещения рабочих органов различных машин-автоматов, РІ устройствах подачи станков, механизмах газораспределения двигателей внутреннего сгорания Рё РІРѕ РјРЅРѕРіРёС… РґСЂСѓРіРёС… случаях, РєРѕРіРґР° требуется получить возвратно- вращательное или возвратно-поступательное движение ведомого звена РїРѕ заданному закону. Воспроизведение движения ведомого звена (толкателя) кулачковые механизмы осуществляют теоретически точно. РС… ведущее звено называется кулачком.
Кулачковый механизм, в большинстве случаев, является составной частью проектируемой машины. Он может использоваться как основной, но чаще является вспомогательным механизмом для выполнения технологической операции, последовательность и продолжительность которой согласуется с движением звеньев основного механизма.
Поэтому проектирование кулачковых механизмов выполняется после того, как предварительно намечена общая компоновка машины, спроектированы ее рабочие органы, установлена продолжительность и последовательность выполнения элементов движения ведомого звена кулачкового механизма, выбран закон движения.
Проектирование кулачкового механизма заключается РІ определении взаимного расположения ведущего звена (кулачка), ведомого звена (толкателя) Рё координат профиля кулачка, обеспечивающих заданный закон движения толкателя. РџСЂРё этом должны быть удовлетворенны требования, определяющиеся технологическим процессом Рё эксплуатационными показателями механизма. Рти требования отражаются РІ исходных данных для проектирования.
Проектное решение оценивается комплексом показателей, таких как, размеры, взаимозаменяемость деталей, их прочность, долговечность, стоимость и т.д. Получить решение, в котором все эти показатели являются оптимальными, невозможно. Поэтому оптимизируют один или несколько показателей с обеспечением выполнения ограничений по остальным показателям. Применение системы автоматизированных расчетов курсового проектирования [1] позволяет рассматривать при проектировании многовариантные решения и выбирать наилучший вариант конструкции.
Р’ данном учебном РїРѕСЃРѕР±РёРё рассмотрена методика проектирования кулачковых механизмов с оптимизацией РїРѕ габаритам. Дополнительное условие синтеза - обеспечение допустимых углов давления РЅР° РІС…РѕРґРЅРѕРµ звено РІРѕ всех положениях механизма, С‚.Рµ. обеспечение отсутствия заклинивания кулачкового механизма. Наряду СЃ аналитическим методом, реализованным РЅР° РР’Рњ РІ диалоговом режиме, дается Рё графический.1. Рсходные данные, основные требования Рё этапы проектирования
В комплексных заданиях на курсовой проект (работу) содержатся следующие исходные данные:
1.  Структурная схема кулачкового механизма, показывающая характер взаимосвязей звеньев и их относительное расположение, тип кулачка, вид толкателя и характер его движения. Ведущим звеном в кулачковом механизме (рис. 1, 2) является дисковый кулачок 1, ведомым - толкатель 2, снабженный роликом 3. Толкатель может совершать поступательное (рис. 1) или вращательное (рис. 2) движение.
2.  Максимальное перемещение толкателя - ход толкателя h (рис. 1, 2) или угол поворота толкателя b(рис. 2)
В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В Р РёСЃ.1В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В Р РёСЃ.2
3.  Длина толкателя  2в случае вращательно перемещающегося толкателя или внеосность е в случае поступательно движущегося толкателя.
4.  Фазовые углы: угол рабочего профиля кулачка  и его составляющие - при удалении
, при дальнем стоянии
, и сближении
, которые назначаются в соответствии с циклограммой, отражающей согласованность перемещений исполнительных звеньев механизма.
5.  Закон движения толкателя в виде графика изменения ускорения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Закон движения определяется конкретной технологической операцией, для выполнения которой предназначен проектируемый механизм.
6.  Допустимый угол давления [J].
7.  Направление вращения кулачка и частота его вращения в с-1.
При проектировании кулачковых механизмов необходимо соблюдать следующие основные требования:
·    проектируемый механизм должен обеспечивать заданный закон движения;
·    механизм должен иметь наименьшие габариты при достаточной надежности работы;
·    детали, составляющие механизм, должны быть технологичными, а их сборка - простой.
Проектирование кулачкового механизма делится на три основных этапа:
1.  Определение кинематических передаточных функций, характеризующих изменение ускорения, скорости и перемещения толкателя, в функции времени или угла поворота кулачка.
2.  Определение основных размеров кулачкового механизма - минимального радиуса кулачка , внеосности
 или межосевого расстояния
w, при которых углы давления не превышают допустимых значений.
3.  Определение координат профиля кулачка.
Проектирование кулачкового механизма может быть выполнено графическим методом либо РїРѕ аналитическим зависимостям СЃ применением РР’Рњ. Р’ учебных целях РїСЂРё выполнении РєСѓСЂСЃРѕРІРѕРіРѕ проекта используют сочетание графических методов определения параметров кулачкового механизма СЃ анализом математических моделей Рё выполнением расчетов РЅР° РР’Рњ.
Применение графического метода позволяет предварительно изучить алгоритм реализации поставленной задачи, выявить СЃРІСЏР·Рё между отдельными параметрами и сформировать математическую модель для составления программы расчета РЅР° РР’Рњ. Р’ итоге расчетов РЅР° РР’Рњ студент получает таблицу результатов, которые ему следует проанализировать Рё сравнить СЃ результатами графических построений Рё вычислений.
2. Выбор закона движения толкателя
При проектировании профиля кулачка обычно задаются законом движения толкателя. Выбор закона движения определяется главным образом теми требованиями, которые предъявляет технологический процесс к движению толкателя. В качестве требуемого закона движения можно принять определенный тип кривой перемещения, скорости или ускорения. Динамика кулачковых механизмов в основном определяется законами изменения ускорений (так как с ускорениями толкателя связаны пропорциональные им и массе толкателя силы инерции, учитывать которые приходиться при расчете замыкающих пружин, при определении напряжений в деталях механизма и т.д.), поэтому обычно в качества закона движения толкателя задаются кривой (или уравнением) относительных ускорений толкателя. Технологические соображения в большинстве случаев заставляют обращаться к сложным законам движения.
В табл. 1...5 приведены некоторые законы движения толкателя, представленные в виде безразмерных коэффициентов относительных значений ускорений  и угла поворота Ку на фазе удаления. Коэффициент угла поворота Ку = j1р / jу меняется в пределах от 0 до I, а коэффициент ускорения в пределах
 может изменяться по величине и по знаку. Для приведенных примеров вначале, а также в промежуточных положениях ускорение может изменяться скачком на конечную величину (мягкий удар за счет мгновенного изменения силы инерции). Для ряда законов ускорение меняется скачком в конце фазы удаления, в других случаях скачки на графиках ускорений могут отсутствовать.Кинематические характеристики кулачкового механизма при задании функций через безразмерные коэффициенты могут быть представлены на фазе удаления в следующем виде:
перемещение толкателя -В В В В В В В
кинематическая передаточная функция скорости толкателя -
;
кинематическая передаточная функция ускорения толкателя
.3.  Определение кинематических передаточных функций кулачкового механизма
РЎРІСЏР·СЊ между кинематическими параметрами толкателя - ускорением , скоростьюВ
  и перемещением
 определяется известными соотношениями:
В В В ,В В В В В В В В В В В В В
В В ,
где Т - время одного оборота кулачка.
Так как закон изменения скорости кулачка неизвестен, приведенные зависимости нельзя использовать непосредственно, но их можно выразить через кинематические передаточные функции, которые не зависят от времени:
В ,
.
При расчете размеров и координат профиля кулачка кулачкового механизма определяющими являются ход толкателя, угол рабочего профиля кулачка и функциональная зависимость ускорения (относительного ускорения) толкателя от угла поворота кулачка. Если задать эту зависимость в аналитической форме, то последующим интегрированием могут быть получены зависимости кинематической передаточной функции скорости и перемещения толкателя.
Любую непрерывную дифференцируемую функцию вида  можно представить разложением в ряд:
В ,В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В (1)
В В . В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В (2)
(1) - полиномиальное разложение;
(2) - разложение в тригонометрический ряд;
 - остаточный член.
Двойное интегрирование выражений (1) и (2) позволяет получить
В ,В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В (3)
В ,В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В В (4)
,В В В В В В В В В В В В В В В В В В (5)
В ,В В В В В В В В В (6)
где С1 , С2 - константы интегрирования.
Если предположить что  , то интегралы от Риз формул  (3) ... (6) можно исключить. Таким образом, имея зависимости
  вида (1) или (2), легко получить аналитические зависимости
 вида (3) или (4) и зависимости
 вида (5) или (6).
В программе QUL реализован алгоритм, вычисляющий значения первого и второго интеграла относительного ускорения толкателя для определения углов поворота кулачка. Следует заметить что  в общем виде может иметь точки разрыва. При этом функция
В РїСЂРёВ
  разбивается на участки
В ,
где  - индекс участка (режима).
Так что функция  - кусочно-непрерывная дифференцируемая функция в области своего определения
, каждый
 - й участок называется режимом, при этом
Чтобы избежать неопределенности в задании функции , отрезки
 открыты справа. Для обеспечения задания функции на
- ом режиме
 предполагается, что
. Требование
 не является обязательным.
Точность интегрирования определяется не шагом по углу поворота, а точностью задания функции на участке, т.е. величиной .
Если исходная функция заданна в виде графика или таблицы значений, то решение получают при помощи численных или графических методов. Для определения передаточной функции скорости толкателя интегрируют заданную функцию ускорения толкателя, интегрируя полученную функцию скорости, находят функцию перемещения толкателя. Обычно применяется численное интегрирование методом трапеций по формулам:
где -  приращение угла поворота кулачка на шаге интегрирования,
N - число равноотстоящих точек, в которых заданны значения переменной.
Примечание:
В течение цикла движения толкатель кулачкового механизма должен переместиться из начального положения на величину хода h , а затем возвратиться в исходное положение, то есть перемещение толкателя на фазе удаления равно перемещению на фазе сближения. Следовательно, график кинематической передаточной функции скорости должен удовлетворять условию:
В ,
где jсо -угловая координата начальной точки фазы сближения.
Скорость и кинематическая передаточная функция скорости толкателя на фазах ближнего и дальнего выстоя равны нулю. Чтобы эти условия выполнялись необходимо выполнить соотношения
,
,
где jyp - угловое перемещение при разгоне на фазе удаления;
      jср - угловое перемещение при разгоне на фазе сближения;
      jст = jраб - (jсо + jср)- угловое перемещение при торможении на фазе сближения.
Рти условия необходимо учитывать РїСЂРё построении безразмерных графиков передаточной функции скорости Рё передаточной функции ускорения, выравнивая соответствующие указанным интегралам площади над РѕСЃСЊСЋ абсцисс Рё РїРѕРґ ней.
При работе над листом проекта с использованием графического интегрирования (рис. 3) все три графика располагают один под другим на одинаковой базе по оси абсцисс, которую удобно выбирать в пределах 150...240 мм. График скорости  толкателя (рис. 3б) получается (строится) методом графического интегрирования из графика ускорения толкателя. Для этого на продолжении оси t графика ускорений с левой стороны выбирается отрезок интегрирования К1 =30...50 мм. После построения графика скорости строится график перемещений толкателя рис. 3в. Для этого также на продолжении оси абсцисс t графика
 откладывается отрезок интегрирования Рљ2. Можно принимать Рљ1 = Рљ2. Рли принять РёС… равными mj. Р’ зависимости РѕС‚ принятых отрезков интегрирования РЅР° графике
 ордината
 получается больше или меньше. Если частота вращения кулачка n1 (с-1) и максимальное перемещение (ход) толкателя h в исходных данных на проект заданы, то можно определить следующие масштабы:
Масштаб времени, мм / c                            ,                  (7)
Масштаб перемещений, мм / м                   ,                     (8)
Масштаб скорости, мм / мс-1                                           (9)
Масштаб ускорений, мм / мс-2                                        (10)
где  - максимальная ордината с графика перемещений точки В центра ролика толкателя, мм;
Р РёСЃ.3
 - угол рабочего профиля кулачка в градусах;
 - база графика, мм;
 - частота вращения кулачка, c-1.
Если в задании на проект значение угловой скорости или частоты вращения кулачка не заданы , то можно интегрировать заданный график по углу поворота кулачка  и получить графики кинематических передаточных функций. Для перехода от вычисленных интегралов
В Рё
 к действительным значениям кинематической передаточной функции скорости
 и перемещения
 определяются масштабы, которые вычисляются с учетом заданного максимального перемещения ( хода ) толкателя h и максимального вычисленного перемещения
 из массива перемещений
.
Масштаб угла поворота, мм / рад                      ,                      (11)
Масштаб передаточной функции
скорости ,мм / м рад-1 ,                                               ,                 (12)
Масштаб передаточной функции
ускорения, мм / м рад-2 ,                                     ,                (13)
 где  - угол рабочего профиля кулачка в радианах,
       К1 ,К2 - отрезки интегрирования, мм.
В массиве  отыскиваются максимальное
 и минимальное
 значения и соответствующие им углы
 и перемещения толкателя
.
www.coolreferat.com
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО РџРћ ОБРАЗОВАНРР®
НОВГОРОДСКРР™ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ РЈРќРВЕРСРТЕТ
РМЕНРЯРОСЛАВА МУДРОГО
____________________________________________________________________________________________
Кафедра «Механика и конструирование машин.
Курсовая работа
по дисциплине: «Теория механизмов и машин»
на тему: «Рычажный механизм. Кулачковый механизм»
Выполнил: студент гр. 8062зу
_______________
В« В»_______________2010 Рі.
Проверил: _______________
В« В»_______________2010 Рі.
Великий Новгород
2010 Рі .
Содержание.
Кулачковый механизм……………………………………………………………………………9
Приложения……………………………………………………………………………………….11
1
1.Структурный анализ рычажного механизма
1.Кривошип О1А
2.Шатун А В
3.Ползун В
N =3- число подвижных звеньев
P5= 4- число кинетических пар 5 го класса
Определим степень свободы всего механизма по формуле Чебишева ( для плоских механизмов):
W = 3n – 2p5 – p4 = 3 * 3 – 2 * 4 – 1 * 0 =1
Следовательно, ( т.к. W =1 ) механизм приводится в движение с одного ведущего звена и его можно разбить на структурные группы Асура – 1 диада и механизм 1 го класса.
Механизм 1 го класса Диада 2,3
Рћ1 3
Р’
1 2
Рђ
Рђ
2
1.1 Построение планов положений механизма.
1.1.1 Определяем масштабный коэффициент длинны.
РљL = LРћРђ / РћРђ = 0,105/35 = 0,003 Рј/РјРј
LРћРђ = Рќ/2 = 210/2 = 105Рј LРђР’ = LРћРђ / 0,25 = 0,42 Рј
Масштабная длинна шатуна
РђР’ = LРђР’ / KL = 0,42 /0,003 = 140РјРј.
За нулевое положение принимаем положение когда ползун В будет находиться в верхней мёртвой точке
Делим окружность ОА на шесть частей и строим шесть положений механизма.
3
1.2 Построение планов скоростей
Определяем угловую скорость вращения кривошипа.
П‰1 = Рџn1 / 30 = 3,14* 90/ 30 = 9,42 СЃ -1
Скорость точки А
VР° =П‰1 * LРћРђ = 9,42 * 0,105 = Рј/c
Масштабный коэффициент плана скоростей.
Рљv = VA / СЂР° = 1/50 = 0,02 Рј/СЃ/РјРј
Для определения скорости точки В используем систему уравнений.
VB = VA + VBA / ┴BA
.
VB = VBO + VBBC
Скорость точки S2 определяем из условия подобия.
Действительные скорости точек определяем из выражения.
VР’ = СЂРІ * Рљv
VS2 = pS2 * Kv
ω2 = VAB / LAB = ав * Кv / LАВ
Полученные значения заносим в таблицу.
№ полож. | 0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
VР’ Рј/СЃ | 0 | 0,98 | 0,76 | 0,76 | 0,98 | |
Vs2 Рј/СЃ | 0,65 | 0,96 | 0,88 | 0,65 | 0,88 | 0,96 |
П‰2 СЃ -1 | 2,38 | 1,19 | 1,19 | 2,38 | 1,19 | 1,19 |
4
1.3 Построение планов ускорений
План ускорений строим для заданного положения.
Определяем ускорение точки а
аА = ω12 * LОА = 9,422 * 0,105 = 9,3 м/с2
Масштабный коэффициент плана ускорений.
Ка = ан / Па = 9,3/ 60 = 0?155 м: с2 / мм
Для определения ускорения точки В используем систему уравнений.
аВ = аА + аВА / װ ВА + аВА / ┴ ВА
аВ. = аВС + аВС
Нормальное ускорение аВС = ω²2 * Lав
Для ( 0 ) положения
Р°nР’Рђ = П‰ВІ2 * LРђР’ = 2,382 * 0,42 = 2,38 Рј/СЃ2
Для ( 2 ) и ( 4 ) аnВА = 1,192 * 0,42 = 0,59 м/ с2
Её масштабное значение
( 0 ) аn2 = аВА / КА = 2,38/ 0,155 = 15 мм
( 2 ) Рё ( 4 ) Р°n2 = 0,59 / 0,155 = 4РјРј
Ускорение точки S2 определяем из условия подобия
Абсолютные ускорения точек для ( 4 ) положения
аВ = аsв = ПВ * Ка = 37 * 0,155 = 5,74 м/c2
Р°s2 = РџS2 * РљР° = 48 * 0,155 = 7,44 Рј/ c2
Е2 = аВА / LАВ = (n2 в) * Ка / LАВ = 52 * 0,155/ 0,42 = 19,2 С-2
5
1.4Определение сил, действующих на звенья
Силы тяжести;
G1 = m1 * g = 14 * 10 = 140 H
G2 = m2 * g = 24 * !0 = 240 H
G3 = m3 * g = 55 * 10 = 550 H
Силы инерции
Р¤2 = m2 * as2 = 24 * 7,44 = 179 Рќ
Р¤3 = m3 * as3 = 55 * 5,74 = 316 Рќ
Моменты сил инерции
РњС„ 2 = Js2 * E2 = 0,72 * 19,2 = 13,8 Рќ * Рј
Js2 = 0,17 m2 * L2РђР’ = 0,17 * 24 * 0,242 = 0,72 РєРі * Рј2
Fc = Р 4 * РџР”2 N = 6 * 105 * 3 ,14 * 0,182 = 15260 Рќ
4 4
6
1.4 Определение реакций в кинематических парах
Для группы Асура, состоящей из звеньев 2 и 3 составим условие равновесия
Rn12 + RпєЎ12 +G2 +Р¤2 + Р¤3 + в„“3 + FРµ + R03 = 0
∑ MВ = 0 Rﺡ12 * ℓАВ – G2 hG2 * Kℓ — Ф2 * hф2 * Кℓ — Мф2 = 0
R03 * Xв„“ = 0
РР· второго уравнения находим
Rﺡ12 = 1. ( G2 * hG2 * Kℓ + Mф2 ) = 1… ((240 * 89 + 179 * 47 ) * 0,003 + 13,8 ) = 246 Н
в„“РђР’ 0,42
Задаёмся масштабным коэффициентом плана сил
РљF = Fmax / Fmin = 15260 = 100 Рќ
152 РјРј
Масштабные значения остальных сил
RпєЎ12 = R пєЎ 12 = 246 = 2,5 РјРј
РљF 100
G2 = 2,4РјРј G3 = 5,5 РјРј
Р¤2 = 2РјРј Р¤3 = 3РјРј
По первому уравнению строим план сил и определяем
RN12 = R12 * РљF = 162 * 100 = 16200 Рќ
R12 = 16200Рќ R03 = 29 * 100 = 2900 Рќ
Рассматриваем механизм 1го класса
Уравнение равновесия
R21 + Рљ01 + G1 = 0
R21 * hR21 * Кℓ — Му = 0
РР· второго уравнения находим
РњСѓСЂ = 16200 * 25 * 0,003 = 1215 Рќ * Рј
По первому уравнению строим план сил в масштабе
7
РљF = 200 Рќ.
РњРј
R12 = 81РјРј G1 = 1РјРј
РР· плана СЃРёР» R01 = 16200 Рќ
Smax = 30РјРј
П†Рџ = П†РІ = 1200П†Р’Р’ = 0 QРґРѕРї = 30 РјРј
2.1 Определение законов движения толкателя
Принимаем а1 = 50 мм
Задаём масштабом Кφ
Кφ ( φп + φв + φвв ) * . П . = ( 120 + 0 + 120 ) * 3,14 . = 0,0174 рад/ мм
180*Рђ 180*240
Определяем длину отрезка φП = 120мм
П†Р’Р’ =0 П†Р’ = 120 РјРј
Разбиваем отрезок 0 — φ* на четыре части, и отрезок φ* -φП тоже на четыре части.
Строим график аналога ускорений толкателя.
D2 s ( П† )
Dφ2
Геометрическим интегрированием строим графики
d Рї = ( П†) Рї ( П† )
dφ
Определяем масштабы по осям ординат полученных графиков
РљРџ = РљS = S = 30 = 0,517 РјРј
Рќ 58 РјРј
РљРџР† =Rs = ,517 =0,595 1.
Рќ2 * РљП† 50* ),0174 РјРј
8
КПІІ = КПІ = 0,595 = 0,683 . 1
Рќ1 *РљП† 50*0,0174 РјРј
2.2 Определение основных геометрических размеров механизма.
Для построения фазовой характеристики принимаем масштаб
Рљв„“ = Рљs =0,517 РјРј.
Определяем величину S в масштабе Кℓ
Умножаем ординату с графика.
d п на коэффициент КпІ = 0,595 = 1,15
dφ Кп 0,517
Данные сводим в таблицу.
N | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 |
Значение SІ | 14 | 26 | 34 | 38 | 34 | 26 | 14 | |
Значение SІ В масш. Кℓ | 16 | 30 | 39 | 44 | 39 | 30 | 16 |
Строим фазовую характеристику на этапе подъёма, т.к. замыкание кулачка осуществляется с помощью пружины.
Определяем величину начального радиуса кулачка.
R0 =R0 * KC = 53 * 0,517 = 28РјРј
Рспользуя метод обращения строим теоретический профиль кулачка
Определяем φmin = φ * Kℓ
РўРѕРіРґР° r СЂРѕР» = 0,7 * П†min
rСЂРѕР» = 0,4 * R0 = 0,4 * 28 = 11,2 РјРј
Принимаем rрол = 10 мм и строим действительный профиль кулачка rрол = 19 мм.
9
www.ronl.ru
РњРРќРСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНРРЇ Р РќРђРЈРљР Р РћРЎРЎРЙСКОЙ ФЕДЕРАЦРР
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО Р РћРЎРЎРЙСКОЙ ФЕДЕРАЦРР РџРћ ОБРАЗОВАНРР®
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНРР• ВЫСШЕГО ПРОФЕССРОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНРРЇ
РќРЖЕГОРОДСКРР™ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНВЕРСРТЕТ РёРј. Рќ.Р. ЛОБАЧЕВСКОГО
ФАКУЛЬТЕТ УПРАВЛЕНРРЇ РПРЕДПРРРќРМАТЕЛЬСТВА
Контрольная работа по дисциплине:
«Машиноведение»
на тему: «Механизмы кулачковые и прерывистого движения»
Нижний Новгород, 2009 г.
СОДЕРЖАНРР•
1. ВВЕДЕНРР• | стр. | 3 |
1.1 Р’РДЫ КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’ | стр. | 4 |
1.2 ЗАМЕНЯЮЩРР• МЕХАНРР—РњР« | стр. | 5 |
1.3 РЛЕМЕНТЫ РџР РћР¤РЛЯ КУЛАЧКА | стр. | 5 |
1.4 ВЫБОРЗАКОНА ДВРЖЕНРРЇ ТОЛКАТЕЛЯ | стр. | 6 |
1.5 РЗГОТОВЛЕНРР• КУЛАЧКОВ | стр. | 7 |
1.6 РђРќРђР›РР— КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’ | стр. | 8 |
1.7 УГОЛ ДАВЛЕНРРЇ РЕГО РЎР’РЇР—Р¬ РЎ РАЗМЕРАМРКУЛАЧКА | стр. | 8 |
1.8 ОПРЕДЕЛЕНРР• ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНРР—РњРђ РЎ КОЛЕБАТЕЛЕМ | стр. | 10 |
Р›РТЕРАТУРА | стр. | 12 |
Введение
Кулачковые механизмы — плоские или пространственные механизмы СЃ РѕРґРЅРѕР№ высшей кинематической парой, выполняющие самые разные функции, получившие широкое распространение РІ механизмах перемещения рабочих органов различных машин-автоматов, РІ устройствах подачи станков, механизмах газораспределения двигателей внутреннего сгорания Рё РІРѕ РјРЅРѕРіРёС… РґСЂСѓРіРёС… случаях, РєРѕРіРґР° требуется получить возвратно- вращательное или возвратно-поступательное движение ведомого звена РїРѕ заданному закону. Воспроизведение движения ведомого звена (толкателя) кулачковые механизмы осуществляют теоретически точно. РС… ведущее звено называется кулачком.
Кулачковый механизм, в большинстве случаев, является составной частью проектируемой машины. Он может использоваться как основной, но чаще является вспомогательным механизмом для выполнения технологической операции, последовательность и продолжительность которой согласуется с движением звеньев основного механизма.
Поэтому проектирование кулачковых механизмов выполняется после того, как предварительно намечена общая компоновка машины, спроектированы ее рабочие органы, установлена продолжительность и последовательность выполнения элементов движения ведомого звена кулачкового механизма, выбран закон движения.
Проектирование кулачкового механизма заключается РІ определении взаимного расположения ведущего звена (кулачка), ведомого звена (толкателя) Рё координат профиля кулачка, обеспечивающих заданный закон движения толкателя. РџСЂРё этом должны быть удовлетворенны требования, определяющиеся технологическим процессом Рё эксплуатационными показателями механизма. Рти требования отражаются РІ исходных данных для проектирования.
1.1 Р’РДЫ КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’
Кулачковым механизмом называется механизм, в состав которого входит кулачок (звено, рабочая поверхность которого имеет переменную кривизну). Зубчатый механизм можно рассматривать как многокулачковый механизм.
Кулачковые механизмы широко применяются в двигателях внутреннего сгорания, в текстильных машинах, в полиграфических машинах, в машинах – автоматах различного назначения, в разнообразных приборах. Достоинство кулачковых механизмов – возможность воспроизводить почти любой закон движения, причем синтез их относительно несложен. Недостатки – наличие высшей кинематической пары и, как следствие, ограниченная долговечность, сложность изготовления, высокая стоимость.
Кулачковый механизм состоит РёР· кулачка (обычно вращающегося) Рё толкателя, совершающего возвратно – поступательное движение. РРЅРѕРіРґР° толкатель совершает колебательное движение, РІ таком случае РѕРЅ называется колебателем или коромыслом. Для уменьшения трения толкатель снабжают роликом. Схемы кулачковых механизмов чрезвычайно разнообразны. Кулачковые механизмы бывают плоские Рё пространственные, СЃ толкателем, имеющим рабочим элементом острие, ролик или плоскость, центральные Рё дезаксиальные (СЂРёСЃ. 1.1).
Соприкосновение звеньев в кулачковом механизме обеспечивается силовым или геометрическим замыканием (рис. 1.2). Силовое замыкание осуществляется с помощью пружины. Геометрическое замыкание осуществляется с помощью паза, в котором помещается ролик толкателя. Недостатком такой конструкции является трудоемкость точного выполнения паза и наличие удара при реверсировании движения толкателя из-за неизбежного зазора между роликом и пазом. От этого недостатка свободен двухдисковый кулачок. Еще одну разновидность представляет диаметральный кулачок с рамочным толкателем. Его особенность состоит в том, что произвольно можно выбрать только часть профиля кулачка, оставшаяся часть профиля определяется из условия замыкания кулачка рамкой.
1.2 ЗАМЕНЯЮЩРР• МЕХАНРР—РњР«
Кулачковый механизм может быть заменен кинематически эквивалентным рычажным механизмом. В основе такой замены лежит принцип замены механизма с вышей парой механизмом с низшими парами: через точку касания элементов высшей пары следует провести общую нормаль к профилям, в центрах кривизны профилей поместить шарниры или поступательные пары (если одним из профилей является прямая линия. Движение ведомых звеньев будет одинаковым в кулачковых и заменяющих их рычажных механизмах. Следует подчеркнуть, что речь идет о мгновенно заменяющих механизмах, так как в связи с непрерывным изменением радиуса кривизны кулачка меняется длина кривошипа и шатуна. Таким образом, задачу кинематического исследования кулачкового механизма можно свести к исследованию соответствующего рычажного механизма.
1.3 РЛЕМЕНТЫ РџР РћР¤РЛЯ КУЛАЧКА
Несмотря на чрезвычайное разнообразие профилей кулачков можно указать общие для всех их элементы. Для всякого кулачка можно найти точки наиболее и наименее удаленные от центра вращения и указать соответствующие им максимальный радиус Rmax и минимальный радиус Rmin. Окружность радиусом Rmin называется окружностью минимального радиуса. Она играет важную роль при последующем анализе кулачковых механизмов. В моменты, когда толкатель контактирует с точками профиля, соответствующими Rmin и Rmax, он неподвижен. Если такая точка одна, то толкатель совершает мгновенную остановку, если таких точек много, так, что они образуют дугу радиуса Rmin или Rmax, имеет место нижний или верхний выстой.
Между периодами остановок (выстоев) лежат периоды подъема Рё опускания толкателя. РћРЅРё соответствуют левому Рё правому рабочему профилю кулачка. Рменно рабочий профиль определяет закон перемещения толкателя РїСЂРё подъеме или опускании. Соответствующие периоды называются фазами работы толкателя Рё РЅР° профиле кулачка определяются фазовыми углами: углом нижнего выстоя П†РЅРІ, углом подьема П†Рї, углом верхнего выстоя П†РІРІ, углом опускания П†Рѕ.
Фазовые углы связаны соотношением
П†Рї + П†РІРІ + П†Рѕ + П†РЅРІ = 360Лљ
Для любого кулачкового механизма диаграмма перемещений толкателя имеет характерный вид, представленный на рис. 1.3
Разнообразие законов движения достигается за счет различного сочетания длительностей фаз, а также различных законов подъема и опускания толкателя.
1.4 ВЫБОРЗАКОНА ДВРЖЕНРРЇ ТОЛКАТЕЛЯ
В ряде технологических машин, таких как текстильные, полиграфические и другие, закон движения полностью определен той операцией, для выполнения которой механизм предназначен. В таком случае выбор закона движения отпадает. Однако во многих случаях, например, в машинах – автоматах, автомобильных двигателях технологическим процессом задаются только фазовые углы и величины перемещений. Внутри каждой фазы подъема и опускания закон движения может быть произвольным, Тогда закон движения выбирается таким, чтобы механизм был оптимальным в динамическом отношении.
Простейшим законом является закон постоянной скорости (СЂРёСЃ. 1.4). Скорость РІ точке 1 теоретически мгновенно изменяет направление, следовательно ускорение стремится Рє бесконечности. Практически РёР· – Р·Р° упругости звеньев изменение направления РїСЂРѕРёСЃС…РѕРґРёС‚ Р·Р° некоторый малый промежуток времени, поэтому ускорение РЅРµ бесконечно, РЅРѕ велико, Р° следовательно Рё очень велика сила инерции. Рто явление РЅРѕСЃРёС‚ название жесткого удара. Такой закон движения может быть применен только для малоответственных тихоходных механизмов.
Жесткого удара можно избежать, если принять закон постоянного ускорения. Однако здесь мгновенно изменяется направление ускорения Рё следовательно – направление силы инерции. Рто тоже проявляется РІ РІРёРґРµ удара – “ РјСЏРіРєРѕРіРѕ удара”, который РїСЂРёРІРѕРґРёС‚ Рє колебаниям Рё дополнительным динамическим нагрузкам. РџСЂРё применении закона косинусоидального ускорения РІ точке 1 сила инерции равна нулю, РЅРѕ РјСЏРіРєРёР№ удар РІ точке 2 РІСЃРµ же РїСЂРѕРёСЃС…РѕРґРёС‚, если далее следует выстой толкателя.
Безударными будут синусоидальный закон и полиноминальный закон. Однако применение двух последних законов предъявляет очень высокие требования к точности изготовления кулачков.
Раньше обычно применялись кулачки, очерченные дугами сопряженных окружностей. Несмотря на то, что профиль таких кулачков был абсолютно гладким, в точках сопряжения происходили мягкие удары, так как имело место мгновенное изменение радиусов кривизны.
1.5 РЗГОТОВЛЕНРР• КУЛАЧКОВ
Кулачковые механизмы очень чувствительны к точности профиля кулачка. Поэтому они требуют особо тщательного изготовления. Основной метод изготовления кулачков – по точкам. На требуемом расстоянии от оси кулачка устанавливается фреза и производится обработка элемента профиля. Затем заготовка с помощью делительного устройства поворачивается на 0.5 – 1˚, фреза устанавливается в новое положение и так далее. Процесс очень трудоемок, так как требует большого числа установок. Возникающие при таком способе изготовления гребешки на профиле удаляются при последующей доработке. Для изготовления кулачков применяются также копировально-фрезерные станки и станки с числовым программным управлением. Профиль кулачка задается в числовом виде и автоматически воспроизводится на заготовке.
1.6 РђРќРђР›РР— КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНРР—РњРћР’
Анализ кулачкового механизма состоит в определении кинематических параметров движения толкателя: перемещения, скорости и ускорения. Рассмотрим эту задачу на примере центрального кулачкового механизма с толкателем, имеющим острие (рис. 1.5).
Как видно из рисунка, для данного положения кулачкового механизма перемещение толкателя есть разность между радиус – вектором профиля кулачка и окружностью минимального радиуса. Для определения перемещения в другом положении следует повернуть кулачок и снова найти эту разность. Однако с целью облегчения построений удобно сообщить механизму обращенное движение со скоростью равной скорости вращения кулачка, но в обратном направлении. В таком случае кулачок будет оставаться неподвижным, а ось толкателя будет занимать последовательные положения 1, 2, 3…
За начало отсчета принимают точку отрыва профиля кулачка от окружности минимального радиуса. Обычно окружность разбивают на 12 частей. Части берутся равными, так как согласно формуле φ = ω t при постоянной скорости вращения углы поворота φ при равных интервалах времени тоже будут равными. Замерив перемещения и отложив их как ординаты, соединяют точки плавной кривой. Полученный график есть график s(φ) или в другом масштабе – график
s(t) Графики v(t) и a(t) получаются графическим дифференцированием графика s(t).
Если толкатель снабжен роликом, то следует рассмотреть эквивалентный механизм, у которого центр ролика как острие работает по центровому профилю кулачка. Центровым профилем называется траектория ролика в обращенном движении. Центровой профиль является эквидистантной кривой по отношению к действительному профилю. Расстояние между ними, измеренное по нормали к профилю, равно радиусу ролика.
Анализ кулачковых механизмов других видов принципиально подобен рассмотренному выше.
1.7 УГОЛ ДАВЛЕНРРЇ РЕГО РЎР’РЇР—Р¬ РЎ РАЗМЕРАМРКУЛАЧКА
Более важную для практики и в то же время более сложную задачу представляет синтез кулачкового механизма. Синтез кулачковых механизмов выполняется в два этапа. Первый этап – определение основных размеров механизма: минимального радиуса, диаметра ролика, длины колебателя, положение неподвижных элементов механизма. Второй этап – определение профиля кулачка по заданному закону движения. Определение минимального радиуса кулачка производится на основании угла давления.
Углом давления называется угол между направлением силы и направлением перемещения, вызванного этой силой. В случае кулачкового механизма сила действует по общей нормали, проведенной через точку касания ролика и кулачка, направление перемещения – по оси толкателя (рис. 1.6).Угол θ между этими направлениями – угол давления.
Перенесем силу Рпо линии действия n – n в точку В и разложим на составляющие N и T. Сила Т является движущей силой для толкателя, сила N прижимает толкатель к направляющей, в результате чего возникает сила трения F.
T = P cos Оё N = P sin Оё F = f N
С увеличением угла θ движущая сила T уменьшается, сила N, а значит и сила трения F увеличивается. При некотором предельном значении угла θ движущая сила станет равной силе трения – толкатель застопорится.
F = T f P sin Оё = P cos Оё
Отсюда tgθ = 1/f, т.е. предельный угол давления определяется коэффициентом трения f. В правильно спроектированном кулачковом механизме угол давления значительно меньше предельного.
Практика рекомендует, исходя из рационального к.п.д., допустимый угол давления до 30° для механизмов с роликовым толкателем и до 45° — для механизмов с роликовым колебателем.
Выбирая соответствующие размеры кулачка, всегда можно удовлетворить поставленному требованию по углу давления. Выясни связь между размерами кулачка и углом давления Для этого рассмотрим эквивалентный исходному кулачковый механизм с острым толкателем, работающим по центровому профилю (рис. 1.6).
Построим план скоростей для этого механизма
Vb2 = Vb1 + Vb2, b1
РР· плана скоростей следует
tg Оё = Vb2 / Vb1 = Vb/ П‰ (Ro + s) (1.1)
РР· анализа этой формулы следует, что между углом давления Рё минимальным радиусом существует нелинейная СЃРІСЏР·СЊ, такая, что СЃ увеличением минимального радиуса Ro СѓРіРѕР» давления уменьшается. Уменьшение угла давления благоприятно сказывается РЅР° Рє.Рї.Рґ. механизма, однако это достигается Р·Р° счет увеличения его габаритов.
На основании этой формулы разработан графический прием определения минимального радиуса (рис. 1.7), используемый обычно при курсовом проектировании.
РСЃС…РѕРґСЏ РёР· графиков движения толкателя s(t) Рё v(t) методом исключения общего переменного строится график v(s), Р° затем. переходом Рє РЅРѕРІРѕР№ переменной Еќ = v / П‰ – график Еќ(s). Переменная Еќ называется аналогом скорости. Положительное направление РѕСЃРё Еќ берется РїРѕ направлению вращения кулачка. Р’ СЃРІСЏР·Рё СЃ тем, что размерность s Рё Еќ одинакова, масштабные коэффициенты РїРѕ обеим РѕСЃСЏРј выбираются также одинаковыми.
Если от точки О вниз отложить минимальный радиус, а затем точку О1 соединить линией с произвольной точкой 1 на графике, то эта линия образует с осью ординат угол θ – это вытекает из имеющегося соответствия отрезков на рис. 1.7 и формулы (1.1).
Максимальный угол давления получится, если из точки О1 провести касательную к левой части графика. Для кулачка с силовым замыканием достаточно рассмотреть левую часть графика, так как опасность заклинивания существует только на фазе подъема.
1.8 ОПРЕДЕЛЕНРР• ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНРР—РњРђ РЎ КОЛЕБАТЕЛЕМ
В основе определения минимального радиуса для кулачкового механизма с колебателем также лежит рассмотренное выше соотношение между минимальным радиусом и углом давления. Различие заключается в своеобразии построения графика ŝ(s), учитывающем непрерывное изменение направлений s и ŝ.
Угол давления для такого механизма определится как угол между направлением общей нормали n – n и вектором скорости VB (рис. 1.8).
Построение графика s(ŝ) выполняется следующим образом. В выбранном масштабе строятся крайние положения колебателя В1С и В2С. Дуга В1В2, представляющая траекторию точки В, делится на равные части и через точки деления проводятся лучи из точки С. Для каждого положения колебателя соответствующий участок дуги и луч можно рассматривать как оси s и ŝ. Откладываем на лучах в принятом масштабе аналоги скорости ŝ, истинная величина которых рассчитывается по формуле
Еќ = LBC П‰2 / П‰1
Значения ω2 берутся из имеющегося в нашем распоряжении графика ω2(φ2).
На фазе подъема аналоги скоростей откладываются от центра С, на фазе опускания 0 — к центру. В точках, где аналоги скоростей максимальны, строятся перпендикуляры к лучам и к ним под допустимым углом давления проводятся прямые линии.
Если выбрать центр вращения кулачка в заштрихованной зоне, то отрезок ОВ1 можно принять за минимальный радиус. В таком случае приближенно будет удовлетворяться допустимый угол давления. Выбрав положение очки О, мы тем самым определяем еще один размер механизма – расстояние между центрами вращения кулачка и колебателя – точками О и С. Рис 1.9
Р›РТЕРАТУРА
Теория механизмов и механика машин,- М.: Высшая школа, 1998.
Кожевников РЎ.Рќ., Есиненко РЇ. Р., Раскин РЇ. Рњ. Механизмы.
Справочное пособие / Под ред. С. Н. Кожевникова. — М.:
Машиностроение
Попов С.А., Тимофеев Г.А. Проектирование кулачковых
механизмов
www.ronl.ru
Автоматизация колонн получения биоэтанола
Для регулирования расхода потоков применяются регулирующие клапаны типа КМРс условными диаметрами от 15 до 50 мм. Для противоаварийной защиты применяются регулирующе-отсечный клапан типа КМО с условными диаметрами 15, 25, 50...
Анализ и синтез машинного агрегата
...
Виды механизмов и их структурные схемы
Фрикционный механизм (или передача) - это устройство, в котором передачу движения, разгон или торможение осуществляют благодаря силам трения между прижимав друг к другу телами...
Виды механизмов и их структурные схемы
Рто механизмы, РІ которых преобразование движения РїСЂРѕРёСЃС…РѕРґРёС‚ СЃ помощью твердых тел Рё жидкости или газа...
Виды передач и их основные характеристики
Рисунок 5 - Кулисный механизм Возвратно-поступательное движение в кривошипных механизмах можно передавать и без шатуна. В ползушке, которая в данном случае называется кулисой, делается прорез поперек движения кулисы...
Виды передач и их основные характеристики
Рисунок 6 - Храповой механизм Кроме непрерывного вращательного движения, в машинах очень часто применяется прерывистое вращательное движение. Такое движение осуществляется при помощи так называемого храпового механизма (Рисунок 6)...
Виды передач и их основные характеристики
Кулачковые механизмы (Рисунок 7) служат для преобразования вращательного движения (кулачка) в возвратно-поступательное или другой, заданный вид движения...
Рсполнительные механизмы автоматических систем
...
Каталитическая изомеризация как способ повышения качества бензинов
Существует несколько теорий, интерпретирующих механизмы каталитических реакций в зависимости от использованного катализатора, например, бифункционального катализатора, состоящего из металла и носителя...
Строение и свойства металлов и сплавов
Возникновение кристаллов на базе крупных фазовых флуктуаций в жидкостях называется самопроизвольным (спонтанным) процессом кристаллизации. Он состоит из двух элементарных процессов. 1...
Такелажное дело
Р’СЃРµ такелажные работы ведутся СЃ использованием грузоподъёмных механизмов Рё устройств: - ручные Рё электрифицированные тали, - лебёдки, - грузовые стрелы, - краны. Рти грузоподъёмные устройства должны иметь: - регистрационный номер...
Узлы и механизмы ткацкого станка
Зевообразовательные механизмы разнообразны по конструкции, но все они выполняют следующие функции: - приводят в движение нити основы в вертикальном направлении...
Узлы и механизмы ткацкого станка
Основная технологическая функция батанного механизма ткацкого станка -- прибивание уточной нити к опушке ткани...
Узлы и механизмы ткацкого станка
На каждом ткацком станке, кроме основных механизмов, непосредственно участвующих в выработке ткани, установлен целый ряд предохранительных приспособлений и механизмов...
Рлектрический РїСЂРёРІРѕРґ, выполненный РЅР° цилиндрических зубчатых передачах
В машиностроении для привода машин обычно используют трехфазные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором единой серии 4А (ГОСТ 19523-81)...
prod.bobrodobro.ru
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО РџРћ ОБРАЗОВАНРР®
НОВГОРОДСКРР™ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ РЈРќРВЕРСРТЕТ
РМЕНРЯРОСЛАВА МУДРОГО
____________________________________________________________________________________________
Кафедра «Механика и конструирование машин.
Курсовая работа
по дисциплине: «Теория механизмов и машин»
на тему: «Рычажный механизм. Кулачковый механизм»
Выполнил: студент гр. 8062зу
_______________
В« В»_______________2010 Рі.
Проверил: _______________
В« В»_______________2010 Рі.
Великий Новгород
2010 Рі .
Содержание.
Кулачковый механизм……………………………………………………………………………9
Приложения……………………………………………………………………………………….11
1
1.Структурный анализ рычажного механизма
1.Кривошип О1А
2.Шатун А В
3.Ползун В
N =3- число подвижных звеньев
P5= 4- число кинетических пар 5 го класса
Определим степень свободы всего механизма по формуле Чебишева ( для плоских механизмов):
W = 3n – 2p5 – p4 = 3 * 3 – 2 * 4 – 1 * 0 =1
Следовательно, ( т.к. W =1 ) механизм приводится в движение с одного ведущего звена и его можно разбить на структурные группы Асура – 1 диада и механизм 1 го класса.
Механизм 1 го класса Диада 2,3
Рћ1 3
Р’
1 2
Рђ
Рђ
2
1.1 Построение планов положений механизма.
1.1.1 Определяем масштабный коэффициент длинны.
РљL = LРћРђ / РћРђ = 0,105/35 = 0,003 Рј/РјРј
LРћРђ = Рќ/2 = 210/2 = 105Рј LРђР’ = LРћРђ / 0,25 = 0,42 Рј
Масштабная длинна шатуна
РђР’ = LРђР’ / KL = 0,42 /0,003 = 140РјРј.
За нулевое положение принимаем положение когда ползун В будет находиться в верхней мёртвой точке
Делим окружность ОА на шесть частей и строим шесть положений механизма.
3
1.2 Построение планов скоростей
Определяем угловую скорость вращения кривошипа.
П‰1 = Рџn1 / 30 = 3,14* 90/ 30 = 9,42 СЃ -1
Скорость точки А
VР° =П‰1 * LРћРђ = 9,42 * 0,105 = Рј/c
Масштабный коэффициент плана скоростей.
Рљv = VA / СЂР° = 1/50 = 0,02 Рј/СЃ/РјРј
Для определения скорости точки В используем систему уравнений.
VB = VA + VBA / ┴BA
.
VB = VBO + VBBC
Скорость точки S2 определяем из условия подобия.
Действительные скорости точек определяем из выражения.
VР’ = СЂРІ * Рљv
VS2 = pS2 * Kv
ω2 = VAB / LAB = ав * Кv / LАВ
Полученные значения заносим в таблицу.
№ полож. | 0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
VР’ Рј/СЃ | 0 | 0,98 | 0,76 | 0,76 | 0,98 | |
Vs2 Рј/СЃ | 0,65 | 0,96 | 0,88 | 0,65 | 0,88 | 0,96 |
П‰2 СЃ -1 | 2,38 | 1,19 | 1,19 | 2,38 | 1,19 | 1,19 |
4
1.3 Построение планов ускорений
План ускорений строим для заданного положения.
Определяем ускорение точки а
аА = ω12 * LОА = 9,422 * 0,105 = 9,3 м/с2
Масштабный коэффициент плана ускорений.
Ка = ан / Па = 9,3/ 60 = 0?155 м: с2 / мм
Для определения ускорения точки В используем систему уравнений.
аВ = аА + аВА / װ ВА + аВА / ┴ ВА
аВ. = аВС + аВС
Нормальное ускорение аВС = ω²2 * Lав
Для ( 0 ) положения
Р°nР’Рђ = П‰ВІ2 * LРђР’ = 2,382 * 0,42 = 2,38 Рј/СЃ2
Для ( 2 ) и ( 4 ) аnВА = 1,192 * 0,42 = 0,59 м/ с2
Её масштабное значение
( 0 ) аn2 = аВА / КА = 2,38/ 0,155 = 15 мм
( 2 ) Рё ( 4 ) Р°n2 = 0,59 / 0,155 = 4РјРј
Ускорение точки S2 определяем из условия подобия
Абсолютные ускорения точек для ( 4 ) положения
аВ = аsв = ПВ * Ка = 37 * 0,155 = 5,74 м/c2
Р°s2 = РџS2 * РљР° = 48 * 0,155 = 7,44 Рј/ c2
Е2 = аВА / LАВ = (n2 в) * Ка / LАВ = 52 * 0,155/ 0,42 = 19,2 С-2
5
1.4Определение сил, действующих на звенья
Силы тяжести;
G1 = m1 * g = 14 * 10 = 140 H
G2 = m2 * g = 24 * !0 = 240 H
G3 = m3 * g = 55 * 10 = 550 H
Силы инерции
Р¤2 = m2 * as2 = 24 * 7,44 = 179 Рќ
Р¤3 = m3 * as3 = 55 * 5,74 = 316 Рќ
Моменты сил инерции
РњС„ 2 = Js2 * E2 = 0,72 * 19,2 = 13,8 Рќ * Рј
Js2 = 0,17 m2 * L2РђР’ = 0,17 * 24 * 0,242 = 0,72 РєРі * Рј2
Fc = Р 4 * РџР”2 N = 6 * 105 * 3 ,14 * 0,182 = 15260 Рќ
4 4
6
1.4 Определение реакций в кинематических парах
Для группы Асура, состоящей из звеньев 2 и 3 составим условие равновесия
Rn12 + RпєЎ12 +G2 +Р¤2 + Р¤3 + в„“3 + FРµ + R03 = 0
∑ MВ = 0 Rﺡ12 * ℓАВ – G2 hG2 * Kℓ — Ф2 * hф2 * Кℓ — Мф2 = 0
R03 * Xв„“ = 0
РР· второго уравнения находим
Rﺡ12 = 1. ( G2 * hG2 * Kℓ + Mф2 ) = 1… ((240 * 89 + 179 * 47 ) * 0,003 + 13,8 ) = 246 Н
в„“РђР’ 0,42
Задаёмся масштабным коэффициентом плана сил
РљF = Fmax / Fmin = 15260 = 100 Рќ
152 РјРј
Масштабные значения остальных сил
RпєЎ12 = R пєЎ 12 = 246 = 2,5 РјРј
РљF 100
G2 = 2,4РјРј G3 = 5,5 РјРј
Р¤2 = 2РјРј Р¤3 = 3РјРј
По первому уравнению строим план сил и определяем
RN12 = R12 * РљF = 162 * 100 = 16200 Рќ
R12 = 16200Рќ R03 = 29 * 100 = 2900 Рќ
Рассматриваем механизм 1го класса
Уравнение равновесия
R21 + Рљ01 + G1 = 0
R21 * hR21 * Кℓ — Му = 0
РР· второго уравнения находим
РњСѓСЂ = 16200 * 25 * 0,003 = 1215 Рќ * Рј
По первому уравнению строим план сил в масштабе
7
РљF = 200 Рќ.
РњРј
R12 = 81РјРј G1 = 1РјРј
РР· плана СЃРёР» R01 = 16200 Рќ
Smax = 30РјРј
П†Рџ = П†РІ = 1200П†Р’Р’ = 0 QРґРѕРї = 30 РјРј
2.1 Определение законов движения толкателя
Принимаем а1 = 50 мм
Задаём масштабом Кφ
Кφ ( φп + φв + φвв ) * . П . = ( 120 + 0 + 120 ) * 3,14 . = 0,0174 рад/ мм
180*Рђ 180*240
Определяем длину отрезка φП = 120мм
П†Р’Р’ =0 П†Р’ = 120 РјРј
Разбиваем отрезок 0 — φ* на четыре части, и отрезок φ* -φП тоже на четыре части.
Строим график аналога ускорений толкателя.
D2 s ( П† )
Dφ2
Геометрическим интегрированием строим графики
d Рї = ( П†) Рї ( П† )
dφ
Определяем масштабы по осям ординат полученных графиков
РљРџ = РљS = S = 30 = 0,517 РјРј
Рќ 58 РјРј
РљРџР† =Rs = ,517 =0,595 1.
Рќ2 * РљП† 50* ),0174 РјРј
8
КПІІ = КПІ = 0,595 = 0,683 . 1
Рќ1 *РљП† 50*0,0174 РјРј
2.2 Определение основных геометрических размеров механизма.
Для построения фазовой характеристики принимаем масштаб
Рљв„“ = Рљs =0,517 РјРј.
Определяем величину S в масштабе Кℓ
Умножаем ординату с графика.
d п на коэффициент КпІ = 0,595 = 1,15
dφ Кп 0,517
Данные сводим в таблицу.
N | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 |
Значение SІ | 14 | 26 | 34 | 38 | 34 | 26 | 14 | |
Значение SІ В масш. Кℓ | 16 | 30 | 39 | 44 | 39 | 30 | 16 |
Строим фазовую характеристику на этапе подъёма, т.к. замыкание кулачка осуществляется с помощью пружины.
Определяем величину начального радиуса кулачка.
R0 =R0 * KC = 53 * 0,517 = 28РјРј
Рспользуя метод обращения строим теоретический профиль кулачка
Определяем φmin = φ * Kℓ
РўРѕРіРґР° r СЂРѕР» = 0,7 * П†min
rСЂРѕР» = 0,4 * R0 = 0,4 * 28 = 11,2 РјРј
Принимаем rрол = 10 мм и строим действительный профиль кулачка rрол = 19 мм.
9
www.ronl.ru