Курсовая работа (т): Расчет рычажного механизма

Касательные ускорения направлены перпендикулярно нормальным

Ускорение точки В₃ найдем подобием.

Определим далее ускорение точки С, составив 2 векторных уравнения

(2.7)

 - так как звено 4 совершает прямолинейное движение;

 - направляющая неподвижна.

 - направлена параллельно движению ползуна.

Величины углового ускорения звена 3 определим по формулам

(2.8)

Из плана ускорений имеем:

.3 Определение веса звеньев, сил инерции и инерционных моментов

а) вес звена определяем из соотношения

,(2.10)

;

б) силы инерции определим по формуле

,(2.11)

;

Если, звено совершает только вращательное движение, то силу энерции можно приложить в центре качения, находящимся на расстоянии 2/3 длины от оси вращения. В данном случае это кулиса.

.4 Силовой расчет диады 4-5

Составляем векторное уравнение суммы всех сил, действующих на диаду

.(2.12)

Построив план сил для диады, найдем:

.

.5 Силовой расчет диады 2-3

Рассмотрим равновесие звена О₂С:

 (2.13)

Откуда

,(2.14)

.

Построив план сил диады, определим: .

.6 Силовой расчет кривошипа

Инерционный момент, действующий на кривошип

;(2.15)

.

Определим уравновешивающую силу

, (2.16)

, (2.17)

.

Построив план сил для кривошипа, найдем реакцию опоры .

.7 Определение уравновешивающей силы при помощи рычага Жуковского

Для этого строим повёрнутый против часовой стрелки на 90° план скоростей механизма и в соответствующих точках прикладываем все внешние силы. Определяем усилия, возникающие от инерционных моментов.

Из равенства нулю моментов всех сил относительно полюса плана скоростей определим приведенную силу.

(2.18)

 (2.19)

Расхождение

Δ.

.8 Определение потерь мощности

Потери мощности определяются по следующим формулам:

а) поступательная пара

,(2.20)

где R_П - реакция в поступательной паре,

f- коэффициент трения, f=0,1;

V - скорость движения поступательно движущегося звена.

б) вращательная пара

(2.21)

где R_В - реакция во вращательной паре;

 - разность угловых скоростей звеньев, образующих пару;

f- коэффициент трения, f=0.1;

d_ц - диаметр цапфы, d_ц = 0.04м.

,(2.22)

,

,(2.23)

,

(2.24)

,

(2.25)

,

N₅=,(2.26)

,

N₆=, (2.27)

(2.28)

Общие потери мощности

.

Полезная мощность

,(2.29)

Полная мощность, развиваемая двигателем

(2.30)

3. Расчёт и проектирование зубчатого механизма

Исходные данные:

Частота вращения вала двигателя n_дв=800 мин^-1;

Частота вращения колеса кривошипа n_кр=70 мин^-1;

Модуль зубчатых колес m=5мм;

Числа зубьев колес простой ступени: Z₅=14; Z₆=20;

.1 Расчет простой ступени

Определим суммарное число зубьев:

; (3.1)

Коэффициент смещения

, (3.2)

,

 (3.3)

Угол профиля исходного контура равен углу зацепления

Делительное межосевое расстояние

, (3.4)

.

Делительная высота головки зуба

, (3.5)

.

, (3.6)

.

Делительная высота ножки зуба

, (3.7)

.

, (3.8)

.

Высота зуба

 (3.9)

Делительные диаметры

, (3.10)

,

, (3.11)

.

Основные диаметры

, (3.12)

,

, (3.13)

.

Диаметры окружности вершин

, (3.14)

,

, (3.15)

.

Диаметры впадин

, (3.16)

,

, (3.17)

.

Делительная толщина зуба

, (3.18)

,

, (3.19)

.

Делительный шаг:

, (3.20)

.

Угол профиля по окружности вершин:

(3.21)

(3.22)

Определим коэффициент перекрытия

,(3.23)

.

Определим коэффициент перекрытия графически

Отличие:

3.2 Расчет планетарной ступени

Рисунок 3.1 - Кинематическая схема редуктора

Определим общее передаточное число зубчатого механизма

 (3.24)

Определим передаточное число простой ступени

, (3.25)

.

Передаточное отношение планетарной ступени

, (3.26)

.

Формула Виллиса для планетарной передачи

 (3.27)

.

Выразим данное передаточное отношение через числа зубьев колес

,(3.28)

Условие соосности

,(3.29)

Z₁ + Z₂= 13 5 + 8 | 7 | 35 + 56

Примем .

Делительные диаметры колес

,(3.30)

,

,(3.31)

,

,(3.32)

,

,(3.33)

,

Угловая скорость вала двигателя:

, (3.34)

Окружная скорость колеса:

Строим план скоростей и план частот вращения зубчатого механизма.

4. Расчет и проектирование кулачкового механизма

Исходные данные:

Тип толкателя - плоский.

Ход толкателя h_max=35мм.

Фазовые углы поворота кулачка, , φ_в.в = 0º;

Рабочий угол кулачка

φ_р = φ_п +φ₀ +φ_в.в =95º+95º+0°=190º.

Рисунок 4.1 - Закон движения

.1 Определение масштабных коэффициентов и построение графиков

Примем длину горизонтальной оси Х_t=380мм.

Угловая скорость кулачка:

.

Масштабный коэффициент времени

,(4.1)

где - заданный рабочий угол кулачка;

- заданная частота вращения кулачка;

Х_t =380мм - длина отрезка на оси абсцисс графика s-t, мм

.

Графическим интегрированием и дифференцированием по методу хорд получим графики S=f(t), V=f(t).

Наибольшая ордината, полученная на графике S =f(t) равна 188мм, что соответствует наибольшему ходу толкателя.

Тогда масштабный коэффициент перемещения равен:

, (4.2)

где h_max =0.035м-величина подъема толкателя;

y_max =188- максимальная ордината графика S-t, мм

.

Определим масштабные коэффициенты остальных графиков:

, (4.3)