Вертикальний прес

0,288

0,472

0,493

0,38

0,208

0,028

Vcb (м / с)

0,493

0,424

0,252

0

0,248

0,471

0,488

Vs ₂ (м / с)

0,32

0,378

0,468

0,493

0,44

0,352

0,32

№ положення

8

9

10

11

12

13

14

f (градуси)

180

210

240

270

300

330

pc (мм)

0

22

44,5

61,6

61,6

39

0

cb (мм)

61,6

54

32,2

0

31,5

54

61,6

b s ₂ (мм)

21,6

18,9

11,27

0

11

18,9

21,6

p s ₂ (мм)

40

44,5

53,6

61,6

59

48,5

40

Vc (м / c)

0

0,176

0,356

0,493

0,493

0,312

0

Vcb (м / с)

0,493

0,432

0,258

0

0,252

0,432

0,493

Vs ₂ (м / с)

0,32

0,356

0,429

0,493

0,472

0,388

0,32

№ підлогу

1

2

3

4

5

6

7

IA

2,06

2,06

2,06

2,06

2,06

2,06

2,06

A

0,162

0,226

0,346

0,384

0,306

0,196

0,162

B

0,0097

0,007

0,003

0

0,0025

0,0088

0,009

C

0

0,242

0,65

0,71

0,421

0,126

0,002

Іпр

2,2317

2,535

3,059

3,154

2,79

2,391

2,233

№ підлогу

8

9

10

11

12

13

14

IА

2,06

2,06

2,06

2,06

2,06

2,06

2,06

А

0,162

0,2

0,29

0,384

0,35

0,238

0,162

У

0,0097

0,0076

0,0027

0

0,003

0,007

0,0097

З

0

0,09

0,37

0,71

0,71

0,284

0

Іпр

2,232

2,358

2,723

3,154

3,123

2,589

2,2317

№ положення

1

2

3

4

5

6

7

Fc, Н

0

0

0

0

0

0

0

G2, H

716,13

716,13

716,13

716,13

716,13

716,13

716,13

G3, H

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

Mпр, Н * м

0

83,084

138,319

147,935

117,444

64,968

8,405

№ положення

8

9

10

11

12

13

14

Fc, Н

0

800

2000

4000

8800

18400

17120

G2, H

716,13

716,13

716,13

716,13

716,13

716,13

716,13

G3, H

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

1324,35

Mпр, Н * м

0

-78,605

-215,915

-437,935

-781,215

-934,024

0

№ положення

1

Визначимо середню кутову швидкість:

Визначимо похибка обчислень.

2 Динамічний аналіз важільного механізму

2.1 Завдання динамічного аналізу важільного механізму

Завдання зовнішніх сил, що діють на ланки механізму, дозволяє знайти закон руху початкової ланки у вигляді залежностей ω ₁ (t) і ε ₁ (t). Отже, при силовому розрахунку механізмів закони руху початкової ланки і всіх інших рухомих ланок механізму вважаються заданими. Кутові прискорення ланок і лінійні прискорення центрів мас, що визначають сили інерції ланок при їх русі, можуть бути знайдені методами кінематичного аналізу: з використанням аналітичних, графічних або чисельних методів дослідження.

Знання сил у кінематичних парах необхідно для розрахунків на міцність, жорсткість, зносостійкість, надійність, для вибору типу і розмірів підшипників, визначення коефіцієнта корисної дії та ін

Рішення задач динамічного аналізу механізму грунтується на принципі Даламбера.

2.2 Кінематичний аналіз

Знайдемо кутове прискорення: Кутове прискорення визначають з диференціального рівняння руху:

(2.1)

де похідна обчислюється за правилом графічного диференціювання.

Для положення 13:

де - Кут нахилу дотичної до графіка .

(2.2)

де - Кут нахилу дотичної до графіка .

Розбіжність кутових прискорень становить:

Для розрахунків приймаємо середнє значення:

Використовуємо графічний метод побудови планів швидкостей і прискорень. Визначаємо швидкість точки В:

(2.3)

Приймаються масштабний коефіцієнт . Тоді відрізок, що зображає , Дорівнює:

.

Визначаємо швидкість точки С:

,

де ; .

Визначаємо прискорення точки В:

(2.4)

де - Нормальна складова прискорення точки В, спрямована від В до А; - Тангенціальна складова прискорення точки В; співнапрямлена з .

(2.5)

(2.6)

Приймаються масштабний коефіцієнт і знаходимо відрізки, що зображують і :

;

.

Визначаємо прискорення точки С:

,

де - Спрямована від точки С до точки В; .

(2.7)

(2.8)

По властивості подібності знаходимо точку S _2:

.

З плану прискорень знаходимо:

(2.9)

2.3 Визначення інерційної навантаження

Визначаємо сили і моменти сил інерції:

(2.10)

; (2.11)

. (2.12)

(2.13)

Сили інерції спрямовані протилежний прискорень центрів мас, а моменти сил інерції - протилежний кутових прискорень ланок.

2.4 Силовий розрахунок

Відокремлюємо від механізму статично визначених структурну групу (2,3). У точці С прикладена реакція з боку ланки 0, а в точці В - реакція з боку ланки 1. розкладаємо на і . знаходимо з рівняння:

(2.15)

, , знаходимо шляхом побудови плану сил згідно з рівнянням рівноваги групи:

(2.14)

Приймаються масштабний коефіцієнт і знаходимо відрізки, що зображують відомі сили:

З плану сил знаходимо:

Розглядаємо кривошип 1. У точці В прикладена відома реакція з боку ланки 2: , А в точці А - реакція , Яку знаходимо шляхом побудови плану сил відповідно до рівняння рівноваги:

(2.15)

Оцінка точності розрахунків

Знаходимо відносну похибку

3 Синтез зубчатого зачеплення

3.1 Проектування циліндричної евольвенти зубчастої передачі зовнішнього зачеплення

Вихідні дані для відкритої зубчастої передачі:

- Числа зубів коліс;

- Модуль зубчастих коліс;

- Коефіцієнт висоти головки зуба;

- Коефіцієнт радіального зазору;

- Кут профілю вихідного контуру.

Мінімальне число зубів:

Коефіцієнтів зміщення і вихідного контуру.

Коефіцієнти зміщення і повинні відповідати умові: (При відсутності підрізання зубів.)

;

і визначаємо за формулою:

;

Вибираємо з таблиць коефіцієнти зміщення і :

Кут зачеплення :

По таблиці евольвентних функцій знаходимо .

Радіуси ділильних кіл:

Радіуси основних кіл:

Радіуси початкових кіл:

Коефіцієнти сприйманого зсуву:

Коефіцієнт зрівняльного зсуву:

Міжосьова відстань передачі.

Радіуси кіл западин.

Радіуси кіл вершин:

Висота зубів коліс:

Окружний ділильний крок:

Кутовий крок.

Товщини зубів по окружності вершин:

Товщини зубів по дузі ділильного кола:

Товщини зубів по основним окружностях:

;

.

Товщини зубів по початковим окружностях:

Радіуси кривизни евольвент в нижніх точках активних профілів:

;

Радіуси кривизни евольвент в граничних точках активних профілів:

Коефіцієнт перекриття:

Перевірка підрізання зубів:

;

Оскільки і , Підрізання відсутня.

Перевірка відсутності інтерференції зубів:

і . Т.к. і , То інтерференція зубів відсутня.

Перевірка плавності роботи передачі:

. Оскільки , То забезпечується достатня плавність.

Перевірка загострення зубів:

і

Оскільки , То загострення зубів відсутня.

При кресленні картини зачеплення профілів використовують довжину кроку між зубами по ділильним колах, рівну , Основного кроку по лінії зачеплення , Що дорівнює точки контакту профілів розташовані на лінії зачеплення.

У точках зображують пунктиром профілі зубів в момент початку і в момент закінчення зачеплення зубів.

Користуючись схемою передачі, накреслений в масштабі довжин, вимірюють довжини відрізків і розраховують коефіцієнти перекриття і питомої ковзання.

Креслення зачеплення побудований в масштабі

3.2 Геометричний синтез планетарного механізму

По заданому передавальному відношенню і числу сателітів потрібно визначити числа зубів коліс , Виходячи з умов співвісності, складання і сусідства сателітів, а також відсутності підрізання та інтерференції зубів.

Використовуємо формулу Вілліса:

З умови співвісності коліс маємо:

.

Приймаються (При інших значеннях не буде виконуватися умова складання) і знаходимо:

; .

Умова збирання:

, Де - Будь-яке ціле число.

- Умова виконується тому - Ціле число.

Умова сусідства сателітів:

- Умова виконується. Оскільки і , То підрізання та інтерференції зубів не буде (у разі коліс без зсуву).

Радіуси ділильних кіл:

.

Креслення планетарного механізму зачеплення побудований в масштабі

4 Синтез кулачкового механізму

4.1 Завдання синтезу кулачкового механізму

Завданнями синтезу кулачкового механізму є:

1. Визначення основних розмірів механізму з умови обмеженості кута тиску ;

2. Побудова профілю кулачка, що забезпечує заданий закон руху штовхача.

4.2 Визначення кінематичних характеристик

Фазові кути повороту кулачка:

Аналог прискорення , Аналог швидкості і переміщення штовхача визначаємо аналітично для заданих законів руху. На фазі видалення закон № 3, на фазі повернення № 1.

№ 3 видалення -;

№ 1 повернення -;

Вибираємо масштаби:

Дані, отримані в результаті обчислень, занесемо в таблицю 4.1.

Таблиця 4.1 Фаза видалення

Фаза повернення.

4.3 Визначення основних розмірів

Визначимо основні розміри R _o і е кулачкового механізму за умовою обмеження кута тиску тільки на фазі видалення, так як вища пара має силове замикання. Значення знаходимо з діаграми.

4.4 Побудова профілю кулачка

Вибираємо масштабний коефіцієнт: (1.5:1) за отриманими значеннями R _i і α _i будуємо центровий профіль кулачка. Для цього в масштабі будуємо коло радіусами е = 29,25 мм; R _o = 68,1 мм. Відносно до кола радіусом е зліва проводимо лінію руху штовхача уу. Поєднавши точку перетину направляючої уу з колом радіусом R ₀ (точка В ₀₎ з центром обертання кулачка (О _1), відповідний початку видалення. Від цього радіусу в напрямку, протилежному обертанню кулачка, відкладемо полярні кути α _i, на сторонах яких у масштабі відкладемо радіуси-вектори R _i. Поєднавши плавною кривою, кінці радіус-векторів, отримаємо центровий профіль кулачка. Дійсний профіль кулачка знайдемо як еквідістантою криву, віддаленого від центрового профілю на відстані, рівному радіусу ролика. Приймемо радіус ролика r = 27мм.

4.5 Розрахунок коефіцієнта жорсткості пружини

Для розрахунку вибираємо фазу повернення, тому що на цій фазі аналог прискорення штовхача має більше значення, ніж на фазі видалення. Для закону зміни прискорення:

Попереднє натяг:

Попереднє натяг пружини:

[1] стор 69

Сила інерції штовхача:

[1] стор 69

З графіка

Жорсткість обчислюємо за формулою:

[1] стор 69

Висновок

В результаті виконання курсової роботи ми закріпили і узагальнили знання та навички, отримані при вивченні дисципліни, навчилися застосовувати на практиці теорію курсу (кінематику, динаміку, синтез евольвентного зачеплення і синтез кулачкового механізму).

Виконуючи курсовий проект з теорії машин і механізмів, опанував навичками використання загальних методів проектування і дослідження механізмів. Також опанував методами визначення кінематичних параметрів механізмів, оцінки сил, що діють на окремі ланки механізму, навчився творчо оцінювати сконструйований механізм з точки зору його призначення - забезпечувати необхідні параметри руху ланки.

Список використаних джерел

2. Попов С.А. Курсове проектування з теорії механізмів і механіці машин. - М.: Вища школа, 1986.

3. Попов С.А., Тимофєєв Г.А. Курсове проектування з теорії механізмів і механіці машин. - М.: Вища школа, 1999.

4. Марголін Ш.Ф. Теорія механізмів і машин. - Мін.: Вища школа, 1968.

5. Курсове проектування з теорії механізмів і машин. / Под ред. Девойно Г.М. - Мін.: Вища школа, 1986.