курсовой проект 80 (Марина)

Посмотреть архив целиком

0.0


00

Техническое задание.

Механизм компрессора приводится в движение от электродвигателя 14 (рис 1а ). Через муфту 18 и планетарный редуктор (10,11, 12 и водило в) приводится во вращение коленчатый вал 1, шатуны 2 и 4 и поршни 3 и 5. При движении поршня 3 первой ступени вниз в цилиндре образуется разрежение и воздух заполняет цилиндр. При движении поршня 3 первой ступени вниз в цилиндре сжимается сжимается до давления P1max. При этом давление автоматически открывается выпускной клапан и сжатый воздух поступает в промежуточный ресивер-холодилник 15. После холодильника воздух с давлением P1max поступает в цилиндр второй ступени, где аналогичным образом сжимается до давления P2max и затем поступает потребителю. Характер изменения давления в цилиндре I и II ступеней в зависимости от хода поршней показан на индикаторных диаграммах (рис 1б), данные для построения которых приведены в табл. 2. Для обеспеченя движения машинного агрегата с заданной неравномерностью на коленчатом валу установлен маховик 9. Смазка механизма осуществляется с помощью плунжерного масляного насоса 8, толкателя 17 которого с роликом 18 приводится в движении от кулачка 16 (рис 1 в), закрепленного на оси зубчатого колеса 7. Закон изменения ускорения толкателя приведен на рис. 1.г.

После выключения электродвигателя при положении кривошипа 0 компрессор, продолжая нагнетение воздуха, постепенно останавливается. Требуется определить закон движения кривошипа и время первого оборота его после выключения электродвигателя, а также число оборотов до полной остановки компрессора, условно считая при этом, что индикаторная диаграмма сохраняется такой же.







Исходные данные.

Параметр

Обозначение

Единица

Числовое

пп



измерения

значение


Скорость вращения




1

коленчатого вала

n1

с-1

10,83






2

Средняя скорость

Vcр

м/с

5


поршня





Отношение длины




3

шатунов к длинам

Lав/lоа = lсд/lос

4,2


кривошипов





Положение




4

центров тяжести

Lаs2/lав = lсs4/lвд

0,28


шатунов




5

Диаметр цилиндра I ступени

d 1

м

0,38

6

Диаметр цилиндра II ступени

d 2

м

0,215

7

Скорость вращения



49,17


вала электродвигателя

nэ/д

с-1


8

Максимальное дав-





ление в цилиндре I ступени

P1max

Па

255,06*103

9

Максимальное дав-





ление в цилиндре II ступени

P2min

Па

853,5*103

10

Вес поршня I ступени

G3

H

500

11

Вес поршня II ступени

G5

H

320

12

Вес шатунов

G2= G4

H

260


Момент инерции шатунов




13

относительно осей, прохо-

I2s= I4s

кг*м2

0,6


дящих через центр тяжести




14

Маховой момент ротора электродвигателя

GD 2

кг*м2

0,105

15

Сумма моментов инерции звеньев





редуктора, приведенных к коленчатому валу

I прред

кг*м2

0,82


Момент инерции




16

маховика

Iмахов

кг*м2

18


Угловая координата




17

кривошипа в момент

0

град

180


выключения электродвигателя





Угловая координата




18

кривошипа для

1

град

120


силового расчета




19

Числа зубьев



12/24


зубчатых колес

Z6 /Z7


20

Модуль зубчатых





колес 6 и 7

m

м

2,5*10-3

21

Угол наклона





зубьев колес 6 и 7

град

30

22

Число сателлитов



4


планитарного редуктора

k


23

Максимальный ход толкателя



0,025


кулачкового механизма

h

м


24

Угол рабочего





профиля кулачка

δраб

град

220

25

Внеосность толкателя

е

м

0

26

Допустимый угол





давления в кулачковом механизме

α доп

град

21



1.Определение закона движения механизма.

1.1 Определение размеров основного механизма.

Исходные данные: средняя скорость поршня Vср = 5 м/с; частота вращения вала кривошипа n1 = 10,83 с-1; отношение длины шатуна к длине кривошипа

l AB / lOA = l CD / lOC = 4.2.

Так как время одного оборота вала Т = 1/n1 , то средняя скорость поршня

Vср =4*l 1/1/n , откуда lOA = lOC= Vср/4*n1 =5/4*10.83= 0,02 м;

lCD = lAB=4,2* lAB=4,2*0,115=0,485 м

Ход поршня, Н

Н = 0,3м.

Из условия lAS2/lCS4 = lAB*0,28=0,485*0,28= 0,136 м

С учетом длин звеньев выбран масштаб:

l = 126/0,485=260 мм/м;

Учитывая масштаб, получены следующие длины отрезков:

lAB = 126 мм;

lOA = 30 мм;

lAS2 =35мм;

HB = 60 мм;

1.2 Построение графика сил сопротивления.

Точка В описывает вокруг точки А окружность радиусом lAB = 126 мм. Для точности исследования закона движения механизма окружность разбита на 12 равных секторов, начиная с положения 0 заканчивая положением 12 с интервалом в 300 .

Изменение давления газов в цилиндрах характеризуется заданной индикаторной диаграммой .

Построение индикаторной диаграммы.

Исходные данные:

P1max=2,6 кГ/см2=255,06 кПа

P2max=8,7 кГ/см2=853,5 кПа

d1 =0,38м d1 =0,215м

Масштаб индикаторной диаграммы р1 =0,196 мм/МПа р2=0,059 мм/МПа при Из индикаторной диаграмме следует график силы полезного сопротивления Fс по ходу поршня, используя следующие формулы:

F = P Sп , где

S = , откуда

S1 = π *d12 = π / 4*0,382=0,113м2.

S2 = π *d22 = π / 4*0,2152=0,036 м2

При масштабе хода поршня S = 260 мм/м выбран масштаб силы

F1 = p1/ S1=1,73 мм/кН.

F2 = p2/ S2=1,64 мм/кН.

По данному графику для каждого положения механизма с 0 по 12 находим ординаты соответствующих значений сил: yF1 , yF2 .

Значения приведены ниже в таблице (1.1) и (1.2).

Таблица 1.1

пп

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

yF1, мм

50

17,5

0

0

0

0

0

-1,5

-4

-11,5

-28,5

-50

-50

Таблица 1.2

пп

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

yF2, мм

-50

-50

-26,5

-23,5

-17

-15,5

15

15

15

15

15

31

50


1.3 Построение планов возможных скоростей.

Для положений точки В с 0 по 6 построен план возможных скоростей, задав постоянный отрезок для произвольной угловой скорости 1.

Построение планов возможных скоростей произведено по следующим уравнениям:

B = A + BA;

Длина вектора A=Pva=50мм

1.4 Вычесление значений передаточных функций.

Длина вектора A=Pva=50мм

Pva / VA= PvB/ VB= Pvs2/ VS2

Vqb= VB/ω1= PvB / Pva * lOA

U2112= (lОА/ Pva )*ab

VqS2 = lOA( Pvs2 / Pva),

Полученные значения приведены в таблице (1.3).

Таблица 1.3

пп

0

1

2

3

4

5

6

Pvb,мм

0

30

49

50

38

19

0

ab,мм

50

44

26

0

26

44

50

Pv s2 , мм

36

42

48

50

46

40

36

U21

0,115

0,101

0,06

0

0,06

0,101

0,115

Vqb, м/рад

0

0,06

0,098

0,1

0,076

0,038

0

Vqs2 , м/рад

0,083

0,097

0,114

0,115

0,106

0,092

0,083


пп

7

8

9

10

11

12

Pvb,мм

19

38

50

49

30

0

ab,мм

44

26

0

26

44

50

Pv s2 , мм

40

46

50

48

42

36

U21

0,101

0,06

0

0,06

0,101

0,115

Vqb, м/рад

0,038

0,076

0,1

0,98

0,06

0

Vqs2 , м/рад

0,092

0,106

0,115

0,114

0,097

0,83



1.5 Определение приведенных моментов инерции II группы звеньев.

Во II группу звеньев входят: поршни 3 и 5, шатуны 2 и 4.Для определения приведенного момента инерции JIIпр второй группы звеньев механизма воспользуемся следующими формулами.

1). При поступательном движении i-го звена механизма

Jiпр = mi(Vsi/)2 , где Vsi/ - передаточная функция.

2). При вращательном движении звена вокруг неподвижной оси

Jiпр = Jiк(i/)2 , где i/ - передаточная функция.

3). При плоскопараллельном движении звена

Jiпр = mi(Vsi/)2 + Jis(i/)2.

Для данного механизма приведенные моменты инерции определены по следующим формулам.

J3пр = m3(Vc/1)2 = m3Vqc2, где m3 = 50 кг;

J5пр = m5(VD/1)2 = m5VqD2, где m5 = 32 кг;

Jпр = Jпр = J2S(2/1)2 = J2SU212 , где J2S = 0,6 кгм2;

J4ппр =J2ппр = m2(VS2/1)2 = m2VqS22, где m2 = 26 кг;

Для каждого положения механизма найдены соответнно численные значения приведенных моментов инерции J2ппр , Jпр, J3пр, Jllпр и построены их зависимости от угла поворота 1 в масштабе μJ=60/0,5=120 мм/(кг*м2),где 60 мм-ордината графика J3пр в положении кривошипа (3).

Jllпр = J2ппр +Jпр+ J3пр + J4ппр + Jпр + J5пр

Значения приведены в таблицах (1.4, 1.5).

Таблица 1.4

пп

0

1

2

3

4

5

6

J2ппр,

кг*м2

0,179

0,245

0,338

0,343

0,292

0,22

0,179

Jпр, кг*м2

0,008

0,006

0,036

0

0,036

0,006

0,008

J3пр, кг*м2

0

0,072

0,29

0,5

0,48

0,18

0

J5пр, кг*м2

0

0,12

0,31

0,32

0,18

0,046

0







пп

7

8

9

10

11

12

J2ппр,

кг*м2

0,22

0,292

0,343

0,338

0,245

0,179

Jпр, кг*м2

0,006

0,036

0

0,036

0,006

0,008

J3пр, кг*м2

0,18

0,48

0,5

0,29

0,072

0

J5пр, кг*м2

0,046

0,18

0,32

0,31

0,12

0


Таблица 1.5


пп

0

1

2

3

4

5

6

z(J2ппр),

мм

21,5

29,4

40,6

41,3

35

26,4

21,5

z(Jпр) мм

0,96

0,72

——

——

——

——

——

Z(J3пр), мм

0

8,7

35

60

58

21,6

0

Z(J5пр), мм

0

14,4

37

38

21,6

5,5

0

Z(JIIпр),мм

43

81

149

183

157

84

43


пп

7

8

9

10

11

12

z(J2ппр),

мм

26,4

35

41,3

40,6

29,4

21,5

z(Jпр) мм

——

——

——

——

——

——

Z(J3пр), мм

21,6

58

60

35

8,7

0

Z(J5пр), мм

5,5

21,6

38

72

14,4

0

Z(JIIпр),мм

84

157

183

149

81

43


1.6 Построение графика приведенного момента сопротивления.

Для определения закона движения механизма, механизм сведен к одномассовой динамической модели и определен приведенный момент

Мпр = МСпр , т.к. нас интересует закон движения механизма после выключения электродвигателя, т.е когда МДпр =0.

Приведеный момент от сил сопротивления определен по следующей формуле

МСпр = F1* VqB + F2* VqD= Мпр+ Мпр

Сила Fi,H определена с спользованием графиков сил F(SC), построенных ранее.

М пр = (yF1/F1)* VqB

М2 пр = (yF2/F2)* VqD F масштаб сил, мм/Н;

Значения приведенного момента Мспр по ходу поршня показаны в таблице 1.6).

Таблица 1.6

пп

0

1

2

3

4

5

6

М пр

H*м

0

683

0

0

0

0

0

М пр

H*м

0

-1330

-1410

-1645

-1083

-604,5

0

Z(М пр)

мм

0

39

0

0

0

0

0

Z(М пр)

мм

0

-76

-80

-94

-61,7

-34,5

0

Мпр

0

-649

-1404

-1667

-1083

-614

0



пп

7

8

9

10

11

12

М пр

H*м

-37

-198

-747,5

-1815,5

-1950

0

М пр

H*м

630

1029

1050

798

825

0

Z(М пр)

мм

-2

-11,3

-43

-103

-111

0

Z(М пр)

мм

36

59

60

45,5

47

0

Мпр

597

842

298

-1018

-1088

0


Зная в каждом положении механизма величины приведенных моментов, сложив их алгебраически, получен суммарный приведенный момент

Мпр = МСпр + Мдпр

и построен график Мпр(1).

Выбран масштаб по оси ординат (суммарного приведенного момента)

м = 120/2100=0,057мм/Нм;

по оси абцисс (угол поворота)

= 38,19 мм/рад.

Значения суммарного момента Мпр по ходу поршня приведены в таблице (1.6)


1.7 Построение графика суммарной работы.

По условию приведения сил суммарная работа А всех сил и моментов, действующих на звенья механизма, равна работе суммарного приведенного момента Мпр и находится из равенства

А = Мпр d.

Методом графического интегрирования графика Мпр (1) построена кривая А(1), отрезок интегрирования выбран длиной К = 70мм.

Масштаб работы при этом вычислен по формуле

А = , мм/Дж, где

М - масштаб момента Мпр, мм/Нм;

- масштаб угла поворота , мм/град;

К - отрезок интегрирования , мм;

откуда

А = 0,057*38,2/70=0,031 мм/Дж.

Численные значения суммарной работы А представлены в таблице (1.7)

Таблица 1.7

пп

0

1

2

3

4

5

6

А, Дж

-3323

-3549

-4097

-5033

-5742

-6226

-6388

пп

7

8

9

10

11

12


А, Дж

-2903

-2516

-2355

-2548

-3161

-3323



1.8 Определение суммарного приведенного момента инерции.

Суммарный приведенный момент инерции всего механизма равен сумме приведенных моментов инерции всех его звеньев и зависит от положения механизма:

Jпр = Jiпр.

Jпр зависит от отношения скоростей и может определяться без учета действительного закона движения звеньев.

Постоянный момент инерции вращающихся звеньев, приведенных к валу кривошипа (включая момент инерции ротора электродвигателя, планетарного редуктора, маховика)

Jlпр = Jэдпр + Jред + Jмах =2,16+0,82+18=20,98 [кгм2].

Jэдпр = U2 Jэд = (nэд / n1)2Jэд = (49,17/10,83)2*0,105=2,16[кгм2].

Суммарный приведенный момент инерции:

Jпр = Jlпр + Jllпр , значения которого приведены в таблице 1.8


1.9 Построение графика угловой скорости.

Для получения искомой зависимости угловой скорости используется уравнение

, где Tн= Jпр1ср2/2,

Jпр = Jlпр + Jllпр = 20,98+0,358=21,3кг*м2

Tн=21,3*682/2=49246 Дж

Результаты расчетов сводятся в таблицу 1.8.

Таблица 1.8

пп

0

1

2

3

4

5

6

Jпр

Кг*м2

21,34

21,7

22,2

22,5

22,3

21,7

21,34

ω1

рад/с

65,6

69,4

63,8

62,7

62,5

63

65,8


пп

7

8

9

10

11

12

Jпр

Кг*м2

21,7

22,3

22,5

22,2

21,7

21,34

ω1

рад/с

65,4

64,7

64,6

64,9

65,2

65,6



По полученным значениям строится график 1(1) в масштабах:

= 38,2 мм/рад;

= 1 ммс/рад;

1.10 Построение графика времени.

Известно, что

.

Примем и графически проинтегрируем график 1(1).

График 1(1) поделим на 12 одинаковых частей и заменим ступенчатым графиком с ординатами , и т.д. по условию равенства площадей на участке. Значения ординат переносятся на ось ординат, а затем на отрицательную полуось абсцисс. Из каждой полученной точки строится отрезок до соединения с верхним концом отрезка интегрирования К = 20 мм, отложенного на оси ординат. На соответствующих участках графика tн() непрерывно проводятся линии, параллельные полученным отрезкам. Через полученные точки проводится кривая времени tн(). Масштаб кривой

μtφ * Kω мм/с.

μt =38,2*20/1=764 мм/с.

Конечная ордината графика t (φ) пропорциональна времени одного цикла работы механизма

tk=76/764=0,098 (c)

1.11 Построение графика углового ускорения.

Угловое ускорение звена динамической модели считается по формуле . Производная определяется графически, используя соотношение , где  – угол между касательной, проведённой к кривой в исследуемом положении, и положительным направлением оси абсцисс.

Результаты расчетов сводятся в таблицу (1.14).

Таблица 1.9

пп

0

1

2

3

4

5

6

1,рад

0

-120

-143,2

-74

11,4

81

0

пп

7

8

9

10

11

12


1,рад

-89

-26,2

13,2

37,1

41

0



По полученным значениям строится график 1(1) в масштабах

= 38,2 мм/рад;

= 1 ммс-2/рад;


1.12 Определение количества полных оборотов до остановки.


Работа сил сопротивления за цикл 3323 Дж .


=(2*(-3065+49246)/21,34- z*2*3323/21,34) 0,5=0

z=13,9

Значит,остановка произойдет через 14 оборотов вала.



2. Силовой расчет.

Силовой расчет механизмов заключается в определении тех сил, которые действуют на отдельные звенья механизмов при их движении. Несмотря на обилие методов осуществления силового расчета, в данном случае был применен один из наиболее распространенных - расчет на основе обыкновенных уравнений равновесия твердых тел. Сущность этого метода сводится к применению при решении задач динамики уравнений равновесия в форме Даламбера. Если ко всем внешним, действующим на звено механизма силам присоединить силы инерции, то под действием этих сил можно рассматривать звено, условно находящимся в равновесии.

Силовой расчет механизма расчитан при угловой координате кривошипа 1=120 град (т.е. для точки 2).

Взяты данные из первого листа.

ω1= 62,5 рад/сек

ε1=11,4 рад/с-2

Mc=-63 (мм)/0,057(мм/H*м)=-1083Н*м

Силы сопротивления: F3c=0

F5c=28 кH

Силы тяжести: G3=500 H

G5=320 H

G2= G4=260 H

Моменты инерции: J2s= J4s=0,6 кг*м2

2.1 Построение плана скоростей.

VB=VA+VBA

VA= ω1*lOA = 62,5*0,115=7,2 м/с

Z(VA)=150мм

Выбран масштаб плана скоростей

μv=150/7,2=20,8(мм/м*с-1)

VD=VC+VDC

VС= VA =7,2(м/с)

Откуда с учетом масштаба получены численные значения скоростей:

VВ=5,43 м/с

VD= 7,07м/с

VDC= 3,75м/с

ω4 = 7,73рад/с2

ω2 =7,53 рад/с2

Vs4=7м/с

Vs2=5,8м/с

2.2 Построение плана ускорений.

aA=anA+aτA

anA=ω2*lOA=62,52*0,115=450м/с2

aτA=ε* lOA =11,14*0,115=1,3 м/с2

Выбран масштаб плана ускорений

μa=150мм/450 м/с2 =0,33(мм/м*с-2)

aA=√(anA )2+(aτA)2 =450 м/с2

aA = aС =450 м/с2

aB= aA +anBA+aτBA где anBA= ω22*lAB=27,5 м/с2

Z(anBA)=9мм

aD= aC +anDC+aτDC

anDC= ω42*lAB=29 м/с2 Z(anDC)=9,57мм

Откуда с учетом масштаба получены численные значения ускорений:

aB=90/0,33=272,7 м/с2

aD=54/0,33=163,6 м/с2

aτBA =397 м/с2 , ε2=818,5 рад/с2

aτDC =397 м/с2 , ε4=818,5 рад/с2

as2 =373 м/с2

as4=352 м/с2

2.3 Силы и моменты сил, действующие на механизм.

При работе механизма к его звеньям приложены внешние задаваемые силы, а именно:

1) Силы сопротивления: F3c=0

F5c=28 кH


2) Силы тяжести: G3=500 H

G5=320 H

G2= G4=260 H



3) Силы инерции

ФS2=m2*aS2=26*373=9698H

ФS4=m4*aS4=26*352=9152H

ФS5=m5*aS5=32*163,6=5235,2H

ФS3=m3*aS3=50*272,7=13635H

4)Момент сил инерции

MФ22*Js2=0,6*818,5=491H*м

MФ4= MФ2=491H*м

MФ11*JI=11,4*21,3=242,82H*м

2.4 Определение сил в кинематических парах.

Стоит отметить, что реакции в кинематических парах по отношению ко всему механизму являются силами внутренними, но по отношению к каждому звену, входящему в кинематическую пару, оказываются внешними.

Поскольку силовой расчет был начат с последней, считая от ведущего звена, присоединенной группы и закончен силовым расчетом ведущего звена, то определение реакций в кинематических парах было начато с последней группы, состоящей из звеньев 4,5.

Звено 4,5.

Задача нахождения реакций была решена методом планов сил.

Для этого в шарнире C была приложена неизвестная реакция F41, а в шарнире D - сила F45 и составлено уравнение равновесия, в котором сумма моментов всех сил, действующих на звено 4, приравнена нулю.

-MФ4S4*hS4)+G4*h( G4)-F41τ *lDC=0

F41τ =1/0,485*(-9152*0,31+26*0,108-491)=-6821H

План сил группы звеньев 5-4:

F5C+F50S5+G5S4+F41τ+F41n+G4=0

В этом выражении остались неизвестными сила F41n по величине, сила F50 - по величине.

Выбран масштаб μF=280/28000=0,01 мм/H. С учетом принятого масштаба были построены отрезки, величины которых позволили получить значения искомых реакций.

Z(F5C)=280мм

ZS5)=52мм

Z(G5)=3,2мм

ZS4)=91,5мм

Z(F41τ)=68,2мм

Z(G4)=2,6мм

Построив, векторную диаграмму сил с учетом масштаба были определены значения сил:

F50 =3700 H

F41n=19700 H

Силовой расчет 5 звена:

F5C+F50S5+G5S4+F54=0

Масштаб плана сил μF=280/28000=0,01 мм/H

Z(F5C)=280мм

ZS5)=52мм

Z(G5)=3,2мм

Z(F50)=37мм

Из плана сил находим F54=233/0,01=23300H

Силовой расчет группы 2-3

Для этого в шарнире A была приложена неизвестная реакция F21, а в шарнире B - сила F23 и составлено уравнение равновесия, в котором сумма моментов всех сил, действующих на звено 2, приравнена нулю.

MФ2 S2*hS2)-G2*h( G2)+F21τ *lAB=0

F21τ =1/0,485*(-9698*0,15+260*0,076-491)=4047H

План сил группы звеньев 2-3:

F3C+F30S3+G3S2+F21τ+F21n+G2=0

В этом выражении остались неизвестными сила F21n по величине, сила F30 - по величине.

Выбран масштаб μF=280/28000=0,01 мм/H. С учетом принятого масштаба были построены отрезки, величины которых позволили получить значения искомых реакций.

Z(F3C)=0мм

ZS3)=136мм

Z(G3)=5мм

ZS2)=97 мм

Z(F21τ)=41мм

Z(G2)=2,6мм

Построив, векторную диаграмму сил с учетом масштаба были определены значения сил:

F30 =2600 H

F21n=23200 H

Силовой расчет 3 звена:

F30S3+G3S2+F32=0

Масштаб плана сил μF=280/28000=0,01 мм/H

ZS3)=136мм

Z(G3)=5 мм

Z(F30)=26мм

Из плана сил находим F32=143/0,01=14300H


2.6. Оценка погрешности по значению сил инерции

При рассмотрении звена 1 все приложенные к начальному звену моменты сил известны по направлению и значению, т.е. имеет место следующее тождество:

MC+MФ1+F14*h(F14)-F12*h(F12)=0

MФ1=- MC-F14*h(F14)-F12*h(F12)=253 H*м

Поскольку существуют неизбежные отклонения в результатах при анализе первого и второго листа, связанные с неточностью построений, применения метода округления числовых значений до целых, то возникла необходимость оценки относительной погрешности

Δ=( MФ1 -MФ1* )/ MФ1=(253-242,82)/253=0,04

Полученное значение не превосходит допускаемое, соответственно расчет произведен с относительно большой точностью.














Лист 4 Проектирование кулачковых механизмов.


Требования к листу №4,


1. Определение числа оборотов кулачкового вала при номинальной нагрузке

двигателя.


2. Построение кинематических диаграмм движения толкателя (ускорения,

скорости и перемещения) с учетом заданного характера изменения

ускорений толкателя.


3. Определение основных размеров кулачкового механизма, наименьших

габаритов с учетом максимально допустимого угла давления доп.


4. Построение профиля кулачка (центрового и конструктивного).



5. Построение диаграммы изменения угла давления в функции угла поворота

кулачка.



Построение кинематических диаграмм методом графического


интегрирования.


1. Строим график кинематической передаточной функции ускорения. По

оси абсцисс откладываем рабочий угол раб. Вычисляем масштаб по

оси : ­=b/раб=160/(220*3,14/180)=41,7 мм/рад

2. Методом графического интегрирования строим график

кинематической передаточной функции скорости толкателя Vqv(­­1).


3. Аналогично строим график зависимости перемещения толкателя от

угла поворота кулачка Sb(­­1) графическим интегрированием диаграммы Vqv(­­1).

4. Определение числа оборотов кулачкового вала при номинальной нагрузке

двигателя.

U6-7=n6/n7=z7/z6

n6=n1=65об/мин

n7=nk, тогда nk=n1*z6/z7=650*12/(24*60)=5,42об/сек

5. Вычисляем масштабы по осям координат построенных графиков:

t­=360*b*n1/1p=360*160*5,42/220=1418 мм/сек

S­=Ysbmax/h=74/0,025=2954,67мм/м

qvS­*K/­=29,54*30/41,77=2122 мм/м*р­ад-1.

v­=S­*K/t­=2954,67*30/1418=62,5 мм/м*с-1

a= v­*K/t­=62,5*30/1418=1,32 мм/м*с-2

Определение основных размеров кулачкового механизма.


Основные размеры механизма определяем с помощью фазового портрета,

который строим в декартовой системе координат в масштабе:

S­­ = 752 мм/м.

Для построения фазового портрета по оси Sb откладываем перемещение

толкателя от начала координат. Значения снимаем с графика


зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка. Все постороения производятся согласно указаниям литературы [ ] на странице_____.

В точках 3 и 13 ограничиваем фазовый портрет лучами, которые

проводим под заданными допустимыми углами давления (21°) к

перпендикулярам, восстановленным в этих точках к векторам

кинематических передаточных отношений.

Точка пересечения лучей дает центр вращения кулачка минимальных размеров.

r0min=115/752=0,007м.

Значения отрезков кинематических передаточных отношений сведены в таблицу 4.1

Таблица 4.1


0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

Xvq,

мм

0

16

31

48

38

28

18

9,55

0

9,55

18

28

38

48

31

16

0






Построение профиля кулачка.


1. Для построения профиля кулачка применяем метод обращения

движения: всем звеньям механизма условно сообщаем угловую

скорость, равную -. При этом кулачок остается неподвижным, а

остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по

величине, но противоположной по направлению угловой скорости

кулачка.



2. Принимаем масштаб построения S`­ =752мм/м. Строим окружность

радиусом ­r0 равное расстоянию от точки 01 (точки пересечения лучей) до

точки 0 (на фазовом портрете).

Угол рабочего профиля кулачка (220°) разбиваем на 16 частей по 13,75°.

Фиксируем точки пересечения лучей проведенных через 13,75° из точки 01

и окружности радиусом ­r0. Вдоль лучей от точек пересечения

откладываем отрезки, соответствующие перемещениям толкателя в

масштабе ­S`­ =752 мм/м. Соединяя полученные точки плавной кривой,

получаем теоретический профиль кулачка.


3. Для получения рабочего профиля кулачка строим эквидистантный

профиль, отстоящий от теоретического на величину радиуса ролика.

ρ=0,25*r0min =0,25*0,007=17,5мм.

Для этого из концов отложенных отрезков перемещений проводим

дуги окружностей радиусом ролика. Рабочий профиль получается как

огибающая к проведенным дугам окружностей.


4. Построение диаграммы угла давления в функции угла поворота.

Перпендикуляр, проведенный через конец отрезка передаточной функции скорости точки B, составляет с прямой, проходяшей через данную точку и центр вращения кулачка, угол давления θ. Поэтому угол давления определяем по фазовому портрету графическим способом. График строим в масштабах :

­=b/раб=160/(220*3,14/180)=41,7 мм/рад,

­θ=21/21=1мм/град

Результаты измерений сведены в таблицу 4.2



Таблица4.2



0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

Θ,град

0

8

15

21

16

12

8

4

0

4

8

12

16

21

15

8

0



.









Случайные файлы

Файл
25648.doc
103645.rtf
338-1.rtf
148304.rtf
6299-1.rtf