Структурный, кинематический и графо-аналитический анализ механизма: описание метода, таблица результатов и построение планов скоростей. Выбор количества зубьев колес планетарной передачи, синтез плоского кулачкового механизма, его методика и результаты.
Аннотация к работе
Высоко квалифицированный инженер-конструктор должен владеть современными методами расчета и конструирования быстроходных автоматизированных и высокопроизводительных машин, для проектирования машин более рациональных и удовлетворяющих социальным требованиям, таких как, безопасность пользования и создание наилучших условий для обслуживающего персонала, а также эксплуатационных, экономических, технологических и производственных требований.Дано Обозначения Вариант Наибол. угол подъема толкателя (град) ?max 22 (град) ?min 45 Угол удаления (град) ?y 70 Угол возвращен.1, имеет три подвижных звена, образующих четыре кинематические пары пятого класса. Если в качестве начального звена выбрать звено 1, тогда механизм будет состоять из начального звена 1, обладающего одной степенью свободы, стойки 0 и звеньев, образующих кинематическую цепь, состоящую из звеньев 2, 3. Так как после присоединения звеньев 2, 3 число степеней свободы всего механизма осталось равным W=1, то, следовательно, кинематическая цепь, состоящая из звеньев 2, 3, присоединенных к начальному звену 1 и стойке 0, обладает нулевой степенью свободы относительно тех звеньев, к которым эта цепь присоединяется.№ п/п Кинематическая пара Наименование Класс Колво степеней свободы 1 0-1 Вращательная 5 1 № п/п Схема группы Класс группы Порядок группы Относит. степ. подвижностиОсновной задачей кинематического анализа механизма является изучение движения звеньев механизмов вне зависимости от сил, действующих на эти звенья.Для определения скорости и ускорения данного механизма с помощью графоаналитического метода анализа необходимо построить графики зависимостей. В первый столбец заносим время t, за которое начальное звено проходит 12 положений: ?t = где - ?1 = - угловая скорость начального звена;N t, с S5, м V, м/с a, м/с2
0 0 0 0 75,52
1 0,025 0,01143 0,4572 18,288
2 0,05 0,04378 1,294 33,472
3 0,075 0,09098 1,888 23,76
4 0,1 0,14255 2,0628 6,992
5 0,125 0,18391 1,6544 -16,336
6 0,15 0,2 0,6436 -40,432
7 0,175 0,18391 -0,6436 -51,488
8 0,2 0,14255 -1,6544 -40,432
9 0,225 0,09098 -2,0628 -16,336
10 0,25 0,04378 -1,888 6,992
11 0,275 0,01143 0 75,52Необходимые для построения данные берут из схемы механизма (длины звеньев, направление векторов): 1. Определяем масштаб плана скоростей: 2. Величину вектора скорости VA определяем с помощью угловой скорости, . Построение вектора скорости точки А производим из мгновенного центра скоростей, зная что направлен вектор будет перпендикулярно звену АВ, и в сторону совпадающую с направлением угловой скорости.Расчеты: Положение 10:
Положение 4:
Положение 5:
Положение 11:
Положение 3:
Положение 7:Построение кинематических диаграмм создает возможность изучить изменение кинематических параметров какой-либо одной точки или звена механизма за время одного оборота ведущего звена.Параметры Обозначения и расчетные формулы Числовые значения Число зубьев шестерни Z1 10 колеса Z2 38 Нормальный исходный контур (по ГОСТ 13755-68) Угол профиля ? 20° Зубья шестерни и колеса образованы исходной производящей рейкойДля определения числа зубьев необходимо вычислить передаточное отношение от пятого колеса к водилу при остановленном третьем колесе U35-вПри определении числа зубьев планетарной передачи сталкиваемся с рядом ограничений: 1. Соосность оси первого колеса и водила. Равность межосевых расстояний первого и второго колеса, и третьего и четвертого. 5. условие собираемости ((z1* )/p)*(1 p*a)= целое, а - целое число, р - количество сателлитов. Диаметры зубчатых колес и высота зуба Делительный диаметр шестерни d1=Z1· m/cos? 50 мм. колеса d2=Z2· m/cos? 190 мм.(данное условие может не соблюдаться изза погрешности вычислений) Коэффициент перекрытия, определяющий среднее число пар зубьев одновременно находящихся в зацеплении.Задача синтеза кулачковых механизмов состоит в том, чтобы построить профиль кулачка, удовлетворяющий поставленным технологическим процессом требованиям. кинематический кулачковый синтез При проектировании профиля кулачка должна быть задана диаграмма пути толкателя механизма с поступательно движущимся кулачком. По данной диаграмме нужно составить четыре уравнения движения толкателя механизма вида St(t). Максимальная скорость движения толкателя Vtmax определяется из диаграммы. Определение длины радиус вектора, соединяющего центр вращения кулачка и центр подшипника толкателя: Определение радиус вектора, соединяющего центр вращения кулачка и точку соединения подшипника и профиля кулачка: Rp - радиус подшипника толкателя.
План
Содержание
Введение
1. Исходные данные
2. Структурный анализ механизма
2.1 Структурная классификация механизма по Ассуру
2.1.1 Определение W и Wотн
2.1.2 Классификация кинематических пар
2.1.3 Составление структурной формулы механизма
3. Кинематический анализ механизма
3.1 Графоаналитический анализ механизма
3.1.1 Описание метода
3.1.2 Таблица результатов анализа
3.2 Графический метод анализа
3.2.1 Построение планов скоростей
3.3 Выводы по результатам кинематического анализа
4. Анализ зубчатой передачи
4.1 Исходные данные
4.2 Кинематический расчет трансмиссии привода
4.3 Выбор количества зубьев колес планетарной передачи