Структурный анализ и синтез рычажного механизма. Определение скоростей и ускорений в расчетном положении. Силы веса и инерционной нагрузки, действующие на звенья в механизме. Вычерчивание картины зацепления. Кинематический расчет аналитическим методом.
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема технологической машины LOA = 0,25 м;
LOC = 0,80 м;
LBC = 0,62 м;
LCD = 0,70 м;
? = 19°;
? = 48°;
? = 61°Рисунок 1.2 - Структурная схема механизма 0-стойка, 1-кривошип, 2-шатун, 3-коромысло Обозначение Звенья образующие пару Тип Класс Относительно движение звеньев p5 - количество пар 5 класса (по таблице 1.1); Расчленяем механизм на простейшие структурные составляющие (рисунок 1.3).Звено 3 является выходным, поскольку к нему приложена сила полезного сопротивления Fпс. Рисунок 1.3 - Простейшие структурные составляющие механизмаВыходное звено коромысло 3 в течение рабочего хода воздействует на обрабатываемый предмета в точке контакта D, поворачиваясь против часовой стрелки и преодолевает силу Fпс (рисунок 1.2).Для определения LAB применяем условие Грасгофа Ориентируясь по расстоянию LOC = 0,8 м, принимаем приближенно, LAB = (0,9 - 1,1) LOC, LAB = 0,8. Поскольку самым большим межцентровым расстоянием стало LAB, вновь записываем условие Грасгрофа и проверяем его выполнение LOA LOC< LBC LAB С целью проверки отсутствия превышения угла давления ? в кинематической паре B над его максимально допустимым значением ?max = 45° вычерчиваем упрощенные планы механизмы в крайних положениях (рисунок 1.4).Дополнительно определенные размеры звеньев: LAB= 0,8 м (пункт 1.4)Для построения планов механизма принимаем масштаб длины ?l = 0,004 м/мм и вычисляем чертежные размеры звеньев: При выполнении всех графических построений и измерений используем графический редактор КОМПАС. из точки O радиусом проводим окружность - траекторию центра шарнира , а из точки С - дугу окружности радиусом - траекторию центра шарнира ; из точки O на траектории точки делаем засечки радиусами: вычерчиваем остальные звенья в положениях «H» и «K» (рисунок 2.1). Больший из двух углов поворота кривошипа 1 между крайними положениями соответствует рабочему ходу, а меньший - холостому. Кривошип 1 на рабочем ходу должен повернуться через угол ?р из положения «H» в положение «K».Составляем и анализируем векторное уравнение для скорости центра шарнира B, рассматривая плоское движение звена 2. Определяем ранее неизвестные линейные скорости: Находим величины угловых скоростей звеньев 2 и 3: Определяем и указываем их направление - по часовой стрелки, - по часовой стрелки.Исходя из того, что кривошип 1 совершает равномерное вращательное движение, вычисляем ускорение центра шарнира A и C, составляем систему векторных уравнений ускорений центра шарнира B и анализируем входящие в уравнение векторы Вычисляем нормальные составляющие ускорений: Принимаем масштаб плана ускорений = 0,2 м/(с2 * мм) и вычисляем длинны векторов на чертеже: Решаем систему графически.Направление и точка приложения силы полезного сопротивления Fпс = 4300 Н.Находим массы звеньев: Вычисляем силы веса звеньев: Находим силы инерции звеньев в расчетном положении: Вычисляем моменты инерции звенев относительно их центров масс.Используя масштаб длины вычерчиваем планы структурной группы 2 - 3 и звена 1. Длины отрезков на чертеже: Наносим на план механизма все активные силовые факторы, а также инерционную нагрузку, действующие на звенья механизма. На план структурной группы 2 - 3, кроме силовых факторов, указанных в п. A и C, неизвестные как по величине, так и по направлению, представляем в виде двух составляющих: нормальной и тангенциальной. Для графического решения векторного уравнения принимаем масштаб плана сил Н/мм и вычисляем длины отрезков, соответствующих каждой силе на плане: Строим план сил и по нему определяем искомые реакции: Для нахождения внутренний реакции в шарнире B группы 2 - 3 рассматриваем кинетостачическое равновесие звена 2.Раскладываем моменты пар сил инерции, действующие на звенья, на пары сил: Взяв план скоростей из кинематического анализа механизма (чертеж…), чертим его, повернув на 90°. Используя теорему о подобии для планов скоростей, в соответствующие точки на планах прикладываем приложенные к ним силы.Число зубьев колес z1 = 13 и z2 = 25. Подрез зубьев шестерни и колеса не разрешаетсяИсходя из заданных чисел зубьев z1 = 13 и z2 = 25 по ближайшему блокирующему контуру для z1 = 13 и z2 = 25 выбираем коэффициенты смещения таким образом, чтобы обеспечить равенство удельных скольжений ?1 = ?2, величину коэффициента перекрытия ? ? 1,2 и толщину зуба шестерни на окружности вершин Sa ? 0,25 m. Предварительное межосевое расстояние: Округляем межосевое расстояние до ближайшего значение из ряда нормальных линейных размеров = 160 мм. Уточняем угол зацепления: Сумма коэффициентов смещения: По блокирующему контору с учетом п.4.3 распределяем по колесам. C этой целью принимаем межосевое расстояние из ряда нормальных линейных размеров ближайшее меньшее вычисленному в п.5.3 и повторяем расчеты по п.п. Радиусы начальных окружностей: Проверка: Радиусы делительных окружностей: Радиусы основных окружностей: Радиусы окружностей впадин: Радиусы окружностей вершин: Шаг по делительной окружности: Угловые шаги: Вычисляем размеры зубьев: -
Список литературы
рычажный механизм кинематический ускорение
1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин; - 4-е изд. М.: Наука, 1988. - 640 с.
2. Солнцев Б.А. Проектирование и исследование рычажного механизма и зубчатого зацепления. - Рыбинск: РГАТА, 2000. - 63 с.
3. Солнцев Б.А. Кинематика механизмов: Лабораторный практикум по ТММ. - Рыбинск: РГАТА, 2002. - 58 с.
4. Солнцев Б.А. Практикум по кинематическому анализу зубчатых механизмов. - Рыбинск: РГАТА, 2003. - 52 с.
5. Солнцев Б.А. Анализ четырехшарнирных механизмов. - Рыбинск: РГАТУ,2012. - 80 с.
