2.2. Построение планов скоростей:

Положение 4.





Масштаб плана скоростей подсчитываем по формуле:







;

2.3. Построение плана ускорений для выбранного положения механизма.

Положение 3.

Угловые скорости всех звеньев:







Нормальное ускорение рассчитываем по формуле:



Тангенциальное ускорение:

.

Однако при равномерном вращении кривошипа 1 (₁=const) угловое ускорение ₁= 0, поэтому , .

Масштаб плана ускорений вычисляем по формуле:











;

;
2.4. Построение графиков перемещений, скоростей и ускорений ведомого звена.

График положений строим на основании чертежа.

Масштаб времени вычисляем по формуле :





Масштаб перемещения на графике принимаем равным:



График скоростей строим путем графического интегрирования графика перемещений методом касательных. Масштаб скорости на графике принимаем равным:



График ускорения строим графическим дифференцированием графика скорости методом касательных. Масштаб ускорений вычисляем по формуле:



Производим сравнение ускорений, полученных методом планов и методом графика.

Погрешность определения:



3. Силовой анализ механизма.

Для определения реакций в кинематических парах используется принцип Д^Аламбера или метод кинетостатики: составляются уравнения равновесия всех действующих сил и сил инерции. Для плоского механизма записываются следующие уравнения равновесия:



,

где - i-тые внешние активные силы вместе с силами инерции;

- вектор реакций связей (реакция i-того звена на j-тое);

- моменты выше указанных сил.

В проекциях на оси координат уравнения равновесия имеют вид:



3.1. Первая структурная группа

Масса исполнительного звена m₃=46 кг. Масса погонного метра звена m_пог=32 кг/м.

Масса звена 3 механизма:



Веса звеньев:





Ускорение центра масс звена 3:



Силы инерции звеньев:





Осевой момент инерции звена 3:



Угловое ускорение звена 3:



Плечо смещения силы инерции:


Полезное сопротивление найдем из диаграммы:

Рп = 0 Н

Составим уравнение равновесия 1-й структурной группы:

;





Принимаем масштаб плана сил:



Находим модули векторов:








Неизвестную реакцию , определяем графически, построением плана сил.


3.2. Вторая структурная группа.
Масса исполнительного звена m₃=46 кг. Масса погонного метра звена m_пог=32 кг/м.

Масса звена 2 механизма:



Веса звеньев:



Ускорение центра масс звена 2:



Силы инерции звеньев:





Осевой момент инерции звена 2:



Угловое ускорение звена 2:



Плечо смещения силы инерции:


Полезное сопротивление найдем из диаграммы:

Рп = 0 Н
Составим уравнение равновесия 2-й структурной группы:

;




Принимаем масштаб плана сил:



Находим модули векторов:











Неизвестную реакцию , определяем графически, построением плана сил.


3.3. Начальный механизм.

Масса кривошипа:

m₁=

Вес кривошипа:


Составим уравнение равновесия начального механизма:

;



Уравновешивающий момент на кривошипе


Принимаем масштаб плана сил:



Находим модули векторов :









Величину и направление реакции найдём из плана сил



3.4. Определение уравновешивающей силы методом «жесткого

рычага» Н.Е. Жуковского.

Уравнение равновесия рычага в виде суммы «моментов» действующих сил относительно полюса для 3-го положения механизма имеет вид:





Учитывая симметричность механизма упростим выражение



Уравновешивающий момент:



Погрешность составляет:



4. Синтез планетарного механизма.

Передаточное отношение вычисляется по формуле:



где - число об/мин вала электродвигателя;

N - число рабочих ходов;

- передаточное число рядовой ступени.

При расчёте принимаем



Находим передаточное отношение:



Из таблицы 1 [2, c.21] выбираем:

редуктор Давида;

число сателлитов k=3.

Находим числа зубьев колёс



Принимаем









Находим действительное значение


Определяем погрешность



Выбираем модуль m=2 и находим делительные диаметры колёс









Выбираем масштаб и строим схему планетарного механизма



Для графического определения передаточного отношения строим план распределения скоростей для характерных точек механизма, из которого находим



Погрешность составляет



5. Синтез кулачкового механизма.

Для получения кулачкового механизма наименьших размеров необходимо определить минимальный радиус кулачка, для которого максимальный угол давления не превышает допустимого значения

α ≤ [α].

Эта задача решается графоаналитическим методом путём построения вспомогательной диаграммы, отражающей смещение S от аналога скорости Vq толкателя

S = f(Vq).

Она строится путём сложения диаграмм перемещения и аналогов скоростей, построенных в масштабе:



При проектировании реверсивного кулачкового механизма для определения минимального начального радиуса кулачка Ro к вспомогательной диаграмме проводятся касательные под заданным максимальным углом давления [α] = 30°. Точка пересечения граничных лучей определит положение центра кулачка с минимальным радиусом Ro и эксцентриситетом е.

По построению

мм

е = 13мм

Находим действительные значения





Определяем погрешности





Для построения центрового профиля кулачка используется метод обращённого движения: условно всему механизму сообщаем вращение вокруг оси кулачка с угловой скоростью –ω_. Кулачок при этом останавливается, а стойка, ранее неподвижная, и вместе с ней толкатель начинают вращаться в противоположном направлении истинного вращения кулачка и смещаться на необходимую величину согласно закону S = f(φ).

Масштаб построения



Построение начинаем с проведения окружностей радиуса Ro. Затем из точки О проводим лучи под углами φ₁, φ₂,… φ_n. На лучах откладываем соответствующие смещения толкателя S_i = f(φ_i). Полученные точки соединяем, плавной кривой и получаем центровой профиль кулачка. Конструктивный профиль строим как внутреннюю огибающую к окружностям R_рол.



Для полученного профиля кулачка в каждом положении ролика и толкателя строим углы давления α. Измеренные значения углов давления заносим в таблицу.

Таблица 1.

0°

14°

28°

42°

56°

70°

84°

98

112°

126°

140°

7°9'

10°28'

18°17'

26°45'

29°57'

28°22'

24°48'

18°49'

11°41'

6°7'

4°

180°

190°

200°

210°

220°

230°

240°

250°

260°

270°

280°

4°

-5°20'

-15°22'

-19°5'

-24°7'

-27°52'

-29°62'

-27°12'

-20°37'

-8°48'

7°16'

По данным таблицы строим график углов давления α = f(φ) в масштабе


6. Заключение

В ходе разработки курсового проекта я научился выполнять кинематический и силовой анализ рычажного механизма, а также определять уравновешивающую силу методом «Жесткого рычага» Н.Е. Жуковского. Согласно исходным данным я разработал и рассчитал вспомогательные механизмы – зубчатый и кулачковый. Проектирование и анализ вышеназванных механизмов позволило мне усовершенствовать свои знания в области курса теории механизмов и машин, следовательно, вывело мой общий уровень технического мышления на более высокую ступень развития. В перспективе планируется применить совокупность полученных навыков в изучении других машиностроительных дисциплин, а также использовать их в рамках эксплуатации, ремонта и обслуживания подвижного состава автомобильного транспорта.
Список используемой литературы

1. 
   Теория механизмов и машин. Под ред. В.А.Гавриленко.- М.: Высш. шк. 1973.
   
2. 
   Юдин В.А., Барсов Г.А., Чупин Ю.Н. Сборник задач по теории механизмов и машин. М.: Высш. шк., 1982.
   
3. 
   Проектирование планетарных зубчатых механизмов: Методические рекомендации к курсовому проектированию по теории механизмов и машин/ Курск. гос. техн. ун.-т; Сост. Б.В.Лушников. Курск, 2001. 22 с.
   
4. 
   Проектирование кулачкового механизма с прямолинейно движущимся роликовым толкателем с применением ЭВМ: Методические рекомендации к курсовому проектированию по теории механизмов и машин/ Курск. гос. техн. ун.-т; Сост. Б.В.Лушников. Курск, 1997. 29 с.