Механізм важіля (стр. 5 из 5)

Загальне пердаточне відношення привода

Передаточне відношення зубчатої пари коліс 4 і 5:

Передаточне відношення планетарного редуктора:

За результатами розрахунку на ЕОМ вибираємо числа зубців коліс редуктора.

Z₁=32; Z₂=32; Z₂’=17; Z₃=47; число сателітів К=3.

Перевіримо отримані параметри за умовами забеспечення складання, співвісності та сусідства.

Умова складання

- умова виконується

Умова свіввісності

Z₁+Z₂=Z₂’+Z₃

32+32=17+47 - умова виконується

Умова сусідства

(32+32)sin60⁰>2

55.42>2 - умова виконується

Кінематичне дослідження привода

Графічний метод дослідження містить в собі побудову картини лінійних швидкостей та діаграм частот обертання коліс.

Визначемо радіуси початкових кіл планетарної ступені редуктора:

r_w1=m∙Z₁=2∙32/2=32мм

r_w2=m∙Z₂=2∙32/2=32мм

r_w2’=m∙Z_2’=2∙17/2=17мм

r_w3=m∙Z₃=2∙47/2=47мм

Креслимо схему привода у двох проекціях (див. аркуш 3) з масштабним коефіціентом

µ_l=r_w1/O₁A=0.032м/16мм=0,002м/мм

Визначемо лінійну швидкість точки А контакту коліс 1 і 2

З точки А – точки контакту коліс 1 і 2 відкладаємо відрізок АD=50,26мм, який зображує вектор лінійної швидкості колеса 1.

Масштабний коефіціент швидкості

µ_V=V_A/AD=0,1 мс^-1/мм

Швидкість центра колеса 1, точки О₁, дорівнює нулю. Закон розподілення швидкостей по колесу 1 буде прямою лінією, що з’єднує точки О₁ і D.

Колеса 2 і 2’ представляють собою єдине тверде тіло – блок шестерен. Швидкість точки В контакту коліс 2’ і 3 дорівнює нулю. Закон розподілення швидкостей по блоку коліс 2 і 2’ буде прямою лінією, що з’єднує точки Д і В плану. Продовжимо цю лінію до пересічення з горизонтальною лінією, проведеною з точки О₂. Відрізок О₂Е є швидкістю центра блока коліс 2 і 2’ і , одночасно, також швидкістю точки О₂ водила Н. Закон розподілення швидкостей по водилу Н і колесу 4 є прямою, що з’єднує точки Е в О₁. Цьому законові підкоряється і швидкість точки С контакту коліс 4 і 5. Проведемо з точки С горизонтальну пряму до пересічення з лінією О₁Е в точці F. Закон розподілення швидкостей по колесу 5 є прямою, що з’єднує точки F і О₅.

Будуємо план частот обертання. Для цього проводимо горизонтальну лінію, на якій позначаємо точку О. В точці О проводимо перпендикуляр до цієї лінії, на якому відкладаємо відрізок ОР=h. Нехай h=30мм, тоді масштабний коефіціент частот:

З креслення знаходимо частоти обертання коліс редуктора:

n₂=-201,04·15.915=-3199.55об/хв

n_H=n₄=-53.4∙15.915=-849.86

16 СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНІЗМУ

Вхідні дані.

Для проектування заданий кулачок з плоским штовхачем. Хід штовхача h=30мм. Кут віддалення φ₁=105⁰ , кут дального стояння φ₂=15⁰ , кут наближення φ₃= φ₁=105⁰. Закон руху штовхача заданий у вигляді аналогу прискорення, що описано так:

.

Визначення закону руху штовхача.

Заданий закон зміни аналога прискорення (див арк. 4)

Кути повороту кулачка перенесемо на креслення з масштабним коефіціентом:

Графічно інтегруючи цю діаграмму аналога прискорення, будуємо спочатку діаграму аналога швидкості, а потім і діаграму переміщення тарілки штовхача.

Величини полюсних відстаней при інтегруванні приймемо наступними Н₁=45мм, Н₂=90мм.

Масштабні коефіціенти діаграм

Визначення мінімального радіуса-вектора профілю кулачка.

Для визначення мінімального радіуса-вектора профілю кулачка будуємо сумарну діаграму перміщення та аналога прискорення(див. арк. 4). Так як r_min повинен перевищувати від’ємну сумму переміщення та аналога прискорення, то з креслення визначаємо найбільшу від’ємну ординату сумарної діаграми

r_min=a·µ_s+0,01м=38,39·0,00125+0,01=0,058м

Будуємо профіль кулачка (див. арк. 4). З вільно вибраного центру оюертання кулачка (т. О₁) описуємо коло радіусом r_min. На вертикальній прямій відкладаємо хід h та від цієї вертикалі відкладаємо фазові кути φ_1,2,3,4. Дуги, відповідні кутам φ₁ та φ₃, ділимо на вісім рівних частин відповідно діленню вісі абцис діаграм руху штовхача. Потім засікаємо радіуси О₁1’, O₁2’, O₁3’, і т. д. дугами кіл з радіусами О₁1, О₁2, О₁3 і т. д. в точках А₁, А₂, А₃ і т. д. Через ці точки проводимо положення штовхача в оберненому русі. Будуємо криву, яка огибає усі положення тарілок штовхача в оберненому русі. Ця крива і буде профілєм кулачка, який відповідає кутам φ₁ та φ₃.

Для кутів φ₂ та φ₄ профіль окреслюється дугами кіл радіусів r_min (φ₄) та r_min+h(φ₂).

ВИСНОВКИ

В результаті виконання курсового проекту зроблені дослідження з структурного, кінематичного, кінетостатичного та енергетичного аналізу конвеєра, синтез важільного механізму конвеєра за коефіцієнтом зміни середньої швидкості вихідної ланки, синтез зубчатого зачеплення і приводу механізму, синтез кулачкового механізму.

Дослідження проводились аналітичним, графоаналітичним та графічним методами. В розрахунках аналітичного метода використовувалось ЕОМ і, конкретно, програм:MECH, ZUB, TEST.

Порівняння здійснювались між результатами розрахунків, отриманими різними методами, похибка не перевищує 5% по відношенню до аналітичного методу.

Синтез зубчатого зачеплення проводився за умовами використання нерівно зміщеного зачеплення, вписування у наперед задану між осьову відстань, забезпечення умови рівно зношеності коліс зачеплення. Креслення проводилось за однією умовою, але з аналізом усіх умов.

При синтезі планетарного редуктора числа зубців його коліс підбирались за допомогою ЕОМ та вручну з використанням умов співвісності, сусідства та складання.

Отримані результати розрахунків можуть бути використані при подальших розрахунках ланок на міцність методами деталей машин, опору матеріалів тощо.