Студопедия КАТЕГОРИИ: АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Синтез кулачкового механизма с плоским тарельчатым толкателем
Целью синтеза кулачкового механизма с плоским тарельчатымтолкателем является определение минимального радиуса основной шайбы кулачка r0 , а также определение радиуса тарелки Rтар. Лимитирующими в кулачковом механизме с плоским тарельчатымтолкателем являются кинематические условия, то есть при неправильном выборе размеров кулачка, радиуса r0 , невозможно будет реализовать выбранный закон движения толкателя. Другими словами кинематическое условие проектирование можно сформулировать, как условие выпуклости действительного профиля кулачка. Определим минимальный радиус кулачка r0 для механизма с плоским тарельчатым толкателем из условия обеспечения выпуклого профиля кулачка. Для этого можно воспользоваться методом Я.Л. Геронимуса, позволяющим графически решить неравенство
Для решения неравенства необходимо воспользоваться диаграммой S=Ф5(d2s/dφ2), которую необходимо построить с одинаковыми масштабными коэффициентами по обеим осям диаграммы. Эта диаграмма строится совмещением двух диаграмм S=Ф1(φ) и d2s/dφ2= Ф3(φ) На правой или левой свободных частях листа построим совмещенную диаграмму s=Ф4(ds/dφ) с одинаковыми масштабными коэффициентами по обеим осям. Для этого совместим диаграммы S=Ф1(φ) и ds/dφ= Ф2(φ), полученные ранее при интегрировании ( Рис 1), исключив параметр φ. При этом необходимо подсчитать либо коэффициент преобразования одной из координат Кv, либо угол наклона отображающей прямой av
Kа=tg bа=ms /md2s/dφ2=Hаmj; bа=arctg Kа
Проведем к отрицательной части диаграммы прямую под углом 45 град. Она отсечет на оси ординат минимальный радиус r0min Подсчитать радиус основной шайбы кулачка, приняв минимальный радиус кривизны профиля кулачка Rкрив.min.=(10…20) 10-3 м Если минимальный радиус r0minполучается меньше, чем ход толкателя hmax, то следует принять r 0 =(3…5) hmax . Построить в масштабе теоретический профиль кулачка, применив метод обращенного движения. Для этого от произвольного положения против вращения отложим фазовые углы φп, φвв, φоп. Разбиваем фазовые углы на интервалы, соответствующие интервалам закона движения и проводим оси толкателя как центральные, проходящие через центр ращения кулачка. По соответствующим направлениям откладываем перемещения толкателя si при этом рекомендуется заполнить таблицу. Выделить кружочками центры тарелки во всех промежуточных положениях толкателя.
Построить практический профиль кулачка, проводя перпендикуляры к радиусам (тарелки) через соответствующие точки теоретического профиля. Действительный профиль будет являться огибающей параметрического семейства тарелок. Выбрать радиус тарелки толкателя, учитывая, что величина радиуса тарелки должна быть Rтарелки›│ds/dφ│max. Радиус тарелки Rтар толкателя может быть определен и приближенно после построения практического профиля кулачка по расстоянию от центра тарелки до наиболее удаленной точки касания тарелки с практическим профилем. Радиус тарелки следует принять на (5..8)х10-3м большим, чем найденное расстояние с учетом масштаба построения. Rтарелки=│ds/dφ│max +5…8 мм.
Закончить построение плана кулачкового механизма с тарельчатым толкателем. показав контурной линией практический профиль кулачка, пунктирной линией теоретический профиль. В одном из положений изобразить тарельчатый толкатель с учетом определенного радиуса тарелки Rтар, показать опоры кулачка и толкателя. Проставить на плане механизма r0, hmax, ωкул, углы φп, φвв, φоп, φнв, а также обозначить номера всех взаимных положений кулачка и толкателя.
ЛИСТ 2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Цель листа . Для заданных параметров цилиндрической зубчатой передачи провести геометрический расчет и выполнить чертеж эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления. Определить также качественные показатели этой передачи. Пример выполнения листа показан на Рис. 4
2.1. Исходные данные
Исходные данные для выполнения второго листа содержатся на странице задания. Z1, Z2, - числа зубьев колес m – модуль зубчатой передачи x1, x2 – коэффициенты смещения инструмента при нарезании зубчатых колес Параметры исходного контура (ГОСТ 13755-84) ha*- коэффициент высоты головки зуба hl*- коэффициент граничной высоты с* - коэффициент радиального зазора α- угол профиля исходного контура
2.2 Расчет основных геометрических параметров 1. Делительное межосевое расстояние а=(z1+z2)m/2 2. Коэффициент суммы смещений xS=x1+x2
3. Угол зацепления invaW= inva+2xStga/(z1+z2)
aW= Величина угла зацепления αw может быть определена по таблицам инвалют или рассчитана на калькуляторе методом последовательных приближений. Например inv αw =0,034956 , найдем αw . Напомним, что специальная функция инволюта угла α равна inv α=tg α – α , где α подставляется в радианах. Выберем диапазон α внутри которого наверняка лежит угол зацепления αw. Например: 200 и 300. Подсчитаем на калькуляторе, по приведенной формуле, инволюты этих углов. inv 200 =0,014904, inv 300= 0,0537515. Делим диапазон α попалам и ищем инволюту 250 inv 250 =0,029975, меньше чем 0,034956, следовательно αw лежит между 250 и 300. Берем 260, ищем инволюту inv 260 =0,0339469 , меньше чем 0,034956, следовательно опять αw лежит между 260 и 300. Берем 26,30, ищем инволюту inv 26,30 =0,0352092, чуть больше чем 0,034956. Немного уменьшаем угол при приближении и т.д. inv 26,250 = 0,0349965 inv 26,2450 = 0,034975 inv 26,2430 = 0,0349667 inv 26,24250 =0,03496467 inv 26,2420 = 0,034962 inv 26,24140 =0,03496 Точность достаточная.
4. Межосевое расстояние aw=(z1+z2) m cosa /(2cosaw) 5. Делительный диаметр шестерни и колеса d1=z1m d2=z2m 6. Передаточное число u=z2/z1 7. Начальный диаметр шестерни и колеса dw1=2aw/(u+1) dw2=2aw u/(u+1) 8. Коэффициент воспринимаемого смещения y=( aw- a )/m 9. Коэффициент уравнительного смещения Dy= xS - y 10.Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса da1=d1+2(ha*+ x1-Dy)m da2=d2+2(ha*+ x2-Dy)m 11. Диаметр впадин шестерни и колеса df1=d1-2(ha*+ c*- x1)m df2=d2-2(ha*+ c*- x2)m II. Проверка расчетов, выполненных по пунктам 1-11 12. Межосевое расстояние aw=rw1+rw2 aw=r1+r2 +ym aw=ra1+rf2 +c*m aw=rf1+ra2 +c*m
2.3 Расчет вспомогательные геометрических параметров 13. Основной диаметр шестерни и колеса db1=d1cosa db2=d2cosa 14. Угловой шаг зубьев шестерни и колеса t1=3600/z1 t2=3600/z2
15. Хорда делительной окружности, соответствующая угловому шагу зубьев шестерня и колеса Р1=d1sin(t1/2) Р2=d2sin(t2/2) 16. Окружная толщина зуба по делительной окружности шестерни и колеса S1=(p/2+2 x1 tga)m S2=(p/2+2 x2 tga)m 17. Высота зуба (глубина врезания инструмента в заготовку) h=(da1-df1)/2 h=(da2-df2)/2 h=(2ha*+c*-Dy)m 18. Угол профиля зуба в точка на окружности вершин шестерни αа1 и колеса αа2. сosaa1=db1/da1 aa1= сosaa2=db2/d aa2= 19. Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке шестерни и колеса rp1=awsinaw – rb2tgaa2 rp2=awsinaw – rb1tgaa1 20. Угол развернутости активного профиля зуба в нижней точке шестерни и колеса nр1=2rp1/db1 nр2=2rp2/db2 21. Шаг зацепления Pa=pmcosa
2.4 Проверка качества зацепления по геометрическим показателям 22. Коэффициент наименьшего смещения (проверка отсутствия подрезания зуба) шестерни и колеса
xmin1=he* - ha* - (z1sin2a)/2 xmin2=he* - ha* - (z2sin2a)/2 Сделать заключение о работоспособности передачи, сравнив коэффициент наименьшего смещения с заданным. При x1> xmin1 подрезание зуба шестерни отсутствует. При x2> xmin2 отсутствует подрезание зуба колеса. При сравнении коэффициентов смещения подставить цифровые значения для колеса и шестерни. 23. Радиус кривизны в граничной точке профиля зуба (проварка отсутствия интерференции зубьев) шестерни и колеса rе1=d1sina/2 – (he* - ha*-x1)m/sina rе2=d2sina/2 – (he* - ha*-x2)m/sina Дать заключение о наличии или отсутсвии интерференции зубьев. При rе1<rp1 и rе2<rp2 интерференция зубьев отсутствует. При rе<0 происходит подрезание зуба. Заключение обосновать ,подставив цифровые значения. 24. Коэффициент торцового перекрытия ea=[z1tgaa1 + z2tgaa2 – (z1+z2)tgaw]/2p ГОСТ 16532-70 рекомендует для прямозубых передач иметь ea>1,2 25. Нормальная толщина зуба на окружности вершин Sa1=[p/2+2x1tga+z1(inva-invaa1)]mcosa/cosaa1 Sa2=[p/2+2x2tga+z2(inva-invaa2)]mcosa/cosaa2 Дать заключение о работоспособности зубчатых колес. Гост 16532-70 рекомендует иметь Sa>0,3m при однородной структуре материала зубьев и Sa>0,4m при поверхностном упрочнении зубьев. Заключение обосновать, подставив цифровые значения.
2.5 Проверка качества зацепления по удельному скольжению
Качество зацепления оценивается по максимальному удельному скольжению в контактной точке профиля зуба при движении общей точки по всей длине активной линии зацепления. Скорости общей точки К по эвольвентному профилю в направлении скольжения для шестерни и колеса пропорциональны расстояниям rk1и rk2 точки контакта К от точек N1 и N2. Эта скорость равна тангенциальной составляющей точки контакта. Vtk1=w1lN1к=w1rk1 Vtk2=w2lN2к=w2rk2 При построении графиков зависимостей Vtk1 и Vtk2 воспользуемся равенством этих скоростей в полюсе Р. Эту скорость следует изобразить любым отрезком PВ, проведенным из полюса Р. Прямые, исходящие из точек N1 и N2 и проходящие через В дают зависимости Vtk1 и Vtk2. Графики этих зависимостей (в масштабах для скоростей) для всей длины линии зацепления N1N2 необходимо построить на листе чертежа зубчатой передачи.
Рис. 5 Диаграммы тангенциальных составляющих скоростей точек контакта Vtк1 и Vtк2 вдоль теоретической линии зацепления.
27. Удельное скольжение контактной точки эвольвентного профиля шестерни и колеса помещаем в таблицу
q12= (Vtk1- Vtк2 )/ Vtk1 = (у1-у2)/у1 ; q21= (Vtк2 - Vtk1)/ Vtк2 = (у2-у1)/у2 ;
Для вычисления удельного скольжения рекомендуется исходные данные и результаты записать в таблицу.
В число расчетных положений необходимо включить начальную контактную точку профилей зубьев А и конечную контактную точку профилей зубьев В, полученные от пересечения окружностей вершин обоих колес с линией зацепления N1N2.
2.6 Выполнение чертежа зубчатой передачи.
В соответствии с заданием вычертить внешнее зацепление и показать не менее трех зубьев на каждом колесе Рис 4. Масштаб чертежа выбрать таким, чтобы полная высота зуба на чертеже была около 60 мм. Исходя из этих условий задаемся масштабом М Зацепление колес вычертить с обозначением всех элементов и размеров зацепления. Провести линию центров, пометить на ней центры О1, О2 обоих колес, отметить положение полюса Р на линии центров в точке соприкосновения начальных диаметров шестерни и колеса. Чертим дуги соответствующих начальных окружностей. Далее начертить делительные, основные окружности а также окружности вершин и впадин. Через полюс зацепления Р провести касательную tt к начальным окружностям и линию зацепления N1N2 . Она касается обеих основных окружностей в точках N1 и N2 соответственно и образует угол зацепления αw с линией tt. Строим две эвольвенты двух зубьев, проходящие чрез полюс Рис 6. Для этого делим линию зацепления N1P на целое число отрезков(четыре, пять, шесть) и откладываем на основной окружности дуги, равные этим отрезкам помечая точки деления. Найдем начало эвольвенты на основной окружности . В предыдущей точке проводим касательную и откладывает отрезок один раз. Во второй точке два и так далее. В результате на касательных получим серию точек , соединив которые по лекалу построим эвольвенту. Аналогично поступаем с линией N1P и построение второй эвольвенты. Для построения трех зубьев на каждом колесе воспользуемся правилами симметричного отображения , величинами угловых шагов зацепления t1 и t2, шагом зацепления рa и шагом на делительной окружности р , а также окружными толщинами зуба на делительной окружности s1 и s2 и нормальными толщинами на окружности вершин sа1 и sа2 . На чертеже отметить угол зацепления αw, теоретическую N1N2 и практическую АВ линии зацепления . В точках А и В пунктирной линией построить эвольвентные профили соответствующие моменту входа и выхода зубьев из зацепления. Показать также на действительной линии зацепления пунктирной линией по два эвольвентных профиля, отстоящие от А и В на шаг, тем самым показав зоны однопарного и двупарного зацепления. На чертеже показать дуги перекрытия а1в1 и а2в2 и соответствующие им углы перекрытия φγ1 и φγ2. Для точек А и В показать профильные углы при вершине зубьев шестерни и колеса. Показать шаги по начальной и основной окружности.
На листе чертежа поместить три таблицы.
Таблица исходных данных
Таблица величин, характеризующих шестерню и колесо
Таблица величин, характеризующих зацепление
ЛИСТ № 3
Определение момента инерции маховика и нахождение закона движения для звена приведения внутри цикла установившегося движения.
Цель листа: определить методом Виттенбауэра момент инерции маховика для рычажно – шарнирного механизма движущегося с заданной степенью неравномерности хода d при установившемся режиме работы. Подсчитать мощность машины и найти закон движения для звена приведения внутри цикла установившегося неравновесного движения.
Исходные данные ( на примере механизма шарнирного четырехзвенника): Дана схема механизма, диаграмма нагрузки на коромысло от рабочего органа. Заданы размеры звеньев: l0, l1, l2, l3 и др.
Заданы также: n об/мин - частота вращения кривошипа, d - коэффициент неравномерности хода .
3.1 Определение параметров эквивалентной динамической модели.
1. Выбрать масштаб кинематической схемы М таким образом, чтобы план механизма располагался слева вверху на 1\6 листа А1. 1. Вычертить положения механизма, соответствующие обеим крайним мертвым положениям. За нулевое положение принять начало рабочего хода.
3. Изобразить механизм в 12-ти положениях, соответствующих последовательным поворотам начального звена на угол j=p/6 в направлении вращения. Перенумеровать все положения механизма, начиная с нулевого 4. Выделить любое из положений механизма, за исключением мертвых, контурной линией. Это положение будет изображать план механизма. 5. Построить планы скоростей механизма в 12-ти положениях из одного центра , полюса p. Принимаем pb =60…90 мм, чтобы все планы расположились на 1/6 листа. 6. Подсчитать приведенный момент инерции Jпр механизма из условия равенства кинетических энергий звена приведения (кривошипа) и всего механизма. Величина приведенного момента инерции Jпр для любого из вычерченных положений может быть определена по формуле
Jпр=å [milAB2(Vsi / Vb)2 + JsilAB2(wi / Vb)2 ] i 7. Определить массы и моменты инерции звеньев механизма по эмпирическим формулам. Массы mi (кг) звеньев считаем пропорцианальными их длинам
mi=(10….20) li ;
массу ползуна, движущегося в неподвижных направляющих, принимать в 8…10 раз больше массы ведущего криворшипа; массой ползуна, движущейся вдоль подвижной направляющей , пренебречь. Центр масс кривошипа, шатуна или коромысла располагать на середине длины каждогго звена, если это положение не задано. Моменты инерции Jsi (кгм2) звеньев относительно оси, проходящей через центр масс и перпендикулярной к плоскости движения определяем по эмпирической формуле
Jsi= (0,1……0,125) li2 mi
На основе общего уравнения для Jпр необходимо вывести формулу приведенного момента инерции для своего механизма ( в нашем примере для механизма шарнирного четырехзвенника) заменив отношения скоростей соответствующими отрезками плана скоростей.
Jпр=Js1+lAS12m1+JS2(lAB/lBC)2(bc/pb)2+lAB2m2(ps2/pb)2+
+JS3(lAB/lCD)2(pc/pb)2+lAB2m3(ps3/pb)2
Подсчет по этой формуле величин приведенного момента инерции проведем в табличном виде. Для этого составим таблицу в которую будем вносить различные компоненты ( слагаемые и сомножители) величины приведенного момента инерции механизма в зависимости от положения начального звена для всех вычерченных положений механизма. В нее внесем все исходные данные, каждое слагаемое и результаты расчета. Отрезки pb, pc и другие из планов скоростей замеряем и вносим в таблицу 3.1 .
Таблица 3.1
8. На листе построить график Jпр(j) для полного оборота начального звена, сохраняя нумерацию положений механизма. Мосштабный коэффициент по оси j (угол поворота начального звена)
mj=2p/ = радиан/мм
Определить масштабный коэффициент по оси приведенного момента инерции Jпр mJ= кгм2/мм 9. Построить диаграмму заданной внешней нагрузки, т.е. в нашем примере это момента сопротивления на третье звено. Mmax=lDCPmax= На диаграмме отмечаем положения выходного ведомого звена механизма и в каждом положении находим величину момента. 10. Подсчитать приведенный момент Мпр сс сил сопротивления из основания, что для данного мгновенного положения механизма мощность приводимой заданной внешней нагрузки равна мощности приведенного момента сил.
Приведенный момент внешего активного момента M3 определятся по формуле Mпр=M3ω3/ω1. При приведении внешней активной силы P3имеем Mпр=lABP3V3/VB. При этом необходимо учитывать, что если внешние момент или сила в данный момент будут движущими, то приведенный момент будет положительным. Если приводимые силовые факторы будут силами сопротивления, то приведенный момент сопротивления будет отрицательным. Рекомендуется расчет провести в табличной форме и в таблице для приведенного момента сил Mпр необходимо привести все величины и результаты для всех расчетных положений. Например, приведенный момент сил Mпр сс для кривошипно-коромыслового механизма вычисляется по формуле
Mпр сс=М3w3/w1=M3(lAB/lBC)(VCD/Vb)= M3(lAB/lBC)(pc/pb)
Полученные данные при расчете занести в таблицу 3.2
Таблица 3.2
10. Построить график Мпр(j) для полного цикла работы механизма . Дать нумерацию положений механизма. Подсчитать масштабы коэффициенты по координатным осям j и Мпр mj= рад/мм mМпр= Нм/мм 11. Методом графического интегрирования графика Мпр. построить график работ приведенного момента сил для всего цикла установившегося движения. Полюсное расстояние принимаем Нм=
Подсчитаем масштаб mА mА= Нм mMпрmj= Дж/мм
12. Принять, что неизвестный момент сил Мн, действующий на начальное звено механизма, постоянен при установившемся неравновесном движении. Если заданная внешняя нагрузка является движущей, то неизвестный момент Мн будет моментом сопротивления. Если же заданная внешняя нагрузка представляет силу или момент сопротивления, то неизвестный момент Мн будет являться движущим. В нашем случае Мн- движущий момент. При допущении что Мн= const., работа неизвестного момента будет прямо пропорциональна углу поворота начального звена А=Мнj, а так как за цикл установившегося неравновесного движения разность работы приводимой нагрузки и и работа неизвестного момента равна нулю, то можно соединить прямой линией начало и конец графика Ан(j). Эту прямую отобразим относительно оси абсцисс. Это будет график работы неизвестного момента сил внутри цикла работы.. 13.Методом графического дифференцирования зависимости Ан(j) найти величину неизвестного момента сил Мн Мн= 14.Воспользоваться графиками Адв с и Асс с и построить в новых координатных осях график избыточной работы Аизб=Адв-Асс за весь цикл установившегося неравновесного движения механизма. mАизб= Дж/мм 15.Потроить диаграмму Виттенбауэра в совмещенных координатах, то есть график зависимости избыточной работы от приведенного момента инерции механизма Аизб=Аизб(Jпр) Для этого необходимо снести соответствующие точки с графиков Аизб и Jпр, сохраняя масштабы mАи mJ.
3.2 Определение момента инерции маховика 16. Посчитать максимальную и минимальную угловую скорость начального звена внутри цикла установившегося неравновесного движения wср=pn/30= wmax=wср(1+d/2)= wmin=wср(1-d/2)= 17. Подсчитываем тангенсы углов наклона касательных к кривой Виттенбауэра с осью приведенного момента инерции
tgymax=(mJ wmax2)/2mAизб= ymax =
tgymin=(mJ wmin2)/2mAизб= ymin=
18.Провести касательные линии сверху и снизу к замкнутой кривой на графике энергия –масса (кривая Виттенбауэра) соответственно под углами ymах и ymin.Определим длину отрезка ab, отсекаемого этими касательными на оси ординат. 19. Подсчитываем момент инерции маховика. Jmax=mAизб*ab/d/wср2= 20.Мощность машины определяется по формуле N=Mн*wср=
3.4 Определение размеров маховика 21. Размеры маховика можно определять по различным методикам по согласованию с консультантом. Приведем пример формул для расчета по методике и рекомендациям [14] стр.120
Выбирается маховик в виде массивного обода, связанного со ступицей более тонким диском. Момент инерции обода шириной b и диаметрами D1 и D2 определяют по формуле Jmax=m*(D12+D22)/8=pbr*(D24- D14), где масса равна m=p(D22-D12) br/4 Примем обозначения : yb=b/ D2 - коэффициент ширины маховика yп=D1/ D2 - коэффициент толщины обода Формула для момента инерции преобразуется к виду Jmax=pyb(1-yп)r D25/32 кгм2 Для частных значений r=7,8 кг/дм3, yb= 0,2 , yп= 0,6 , получим __ D2= 0,376 5ÖJmax= м наружный диаметр Для частных значений r=7,8 кг/дм3, yb= 0,2 , yп= 0,8 , получим __ D2= 0,437 5Ö Jmax= м наружный диаметр
D1=yп* D2= м внутренний диаметр b=yb* D2= м ширина обода Массу маховика рассчитываем по формуле m==pbr*(D22- D12)/32=6123* b*(D22- D12)= кг
3.5 Определение закона движения механизма. Найти изменение скорости вращения кривошипа внутри цикла установившегося неравновесного движения с помощью диаграммы Виттенбауэра. Отрезку ав диаграммы соответствует перепад величин угловых скоростей звена приведения внутри цикла. Масштабный коэффициент диаграммы изменения угловой скорости ведущего звена
mw=(wmax-wmin)/ab= с-1/мм
Находим величину ускорения звена приведения по этой диаграмме
e1=wcрmwtgb/mj= 1/с2,
где b- угол наклона касательноцй к графику в рассматриваемом положении
Если графически продифференцировать зависимость w(j), то получим кривую dw/dj
mdw/dj=mw/Hemj c-1/мм Угловое ускорение в рассматриваемом положении находим по формуле
ei=(wcр+Δwi mw)( dw/dj)i mdw/dj c-2
ЛИСТ № 4 СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ДЛЯ РЫЧАЖНО-ШАРНИРНОГО МЕХАНИЗМА.
Цель листа. Для одного мгновенного положения механизма определить методом кинетостатики (с помощью планов сил) реакции во всех кинематических парах и тангенциальную уравновешивающую силу, приложенную к пальцу кривошипа в точке В.
Исходные данные : Для силового расчета должна быть задана схема механизма в расчетном положении, при этом должны быть известны длины звеньев l0, l1, l2 и др. Из третьего листа по анализу динамики механизма должны быть уже определены: массы звеньев m1, m2, m3; моменты инерции звеньев Js1, Js2 ,Js3; момент инерции маховика Jмах; Заданными должны быть внешние активные силы : момент от внешней нагрузки на кривошипе (в наше примере Мн); силовой фактор от рабочего органа на ведомом звене механизма (например М3); Заданным является также движение механизма , то есть n об/мин - частота вращения кривошипа, e 1 1/с2 - угловое ускорение кривошипа в расчетном положении
4.1Кинетостатический силовой расчет 1. Построить план механизма (например шарнирного четырехзвенника) в расчетном положении. Выбрать масштаб плана механизма М как в третьем листе. При этом вычертить положения механизма, соответствующие мертвым положениям . За нулевое положение принимаем начало рабочего хода. От нулевого положения отложить расчетное положение и выполнить его сплошной контурной линией.
2. Построить план скоростей механизма в расчетном положении и подсчитать масштабный коэффициент mv. Подсчитать скорости различных точек механизма и угловые скорости ведомых звеньев.
3. Построить два плана ускорений механизма. Подсчитать масштабный коэффициент mа Вариант 1. Угловое ускорение кривошипа равно нулю (e1=0). Это идеальный закон движения для установившегося равновесного движения. Вариант 2.Угловое ускорение кривошипа равно e1, равно значению, найденному в 3-м листе для расчетного положения . Это будет реальный закон для установившегося неравновесного движения. Подсчитать величины линейных ускорений центров масс и других точек механизмма, определить угловые ускорения каждого вращающегося звена в двух вариантах. Сравнить два плана ускорений и сделать выводы о влиянии углового ускорения e1 на план ускорения , силы инерции и на необходиомость учета реального движения на силовой расчет. 4. Подсчитать инерционные нагрузки для каждого звена механизма. |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2018-04-12; просмотров: 910. stydopedya.ru не претендует на авторское право материалов, которые вылажены, но предоставляет бесплатный доступ к ним. В случае нарушения авторского права или персональных данных напишите сюда... |