Кинематический и кинетостатический расчет поперечно-строгального станка

Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Ижевский государственный технический университет».

Воткинский филиал Кафедра: «Техническая механика».

Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ На тему: «Кинематический и кинетостатический расчёт поперечно-строгального станка».

Выполнил студент группы Т- 712.

Шайхразиев М.Ф.

Проверил Каракулов М.Н.

Воткинск 2008.

1. Структурный и кинематический анализ механизма.

1.1 Исходные данные.

1.2 Структурный анализ механизма.

1.2.1 Степень подвижности W + Асур

1.2.2 Структурная формула механизма.

1.3 Синтез механизма (определение длин звеньев).

1.4 Кинематический анализ механизма.

1.4.1 Графический метод (описание построения ПС и ПУ).

1.4.2 Графоаналитический метод.

1.4.3 Аналитический метод.

2. Синтез зубчатых механизмов.

2.1 Геометрический расчёт прямозубой цилиндрической передачи.

2.2 Расчёт внешнего зацепления с прямыми зубьями.

2.3 Определение качественных показателей зацепления.

2.3.1 Коэффициент перекрытия е.

2.3.2 Коэффициент относительного скольжения.

2.3.3 Коэффициент удельного давления.

2.4 Кинематический анализ планетарной передачи.

3. Силовой анализ механизма.

3.1 Расчёты для определения уравновешивающей силы для групп Асура по методу последовательного рассмотрения.

3.2 Расчёты по методу Жуковского.

3.3 Расчёты с применением принципа возможных перемещений.

4. Синтез плоского кулачкового механизма.

5. Расчёт маховика Выводы Список литературы.

Как бы ни называли наш технический век — веком космоса или автоматики, атомным веком или веком электроники — основой технического прогресса была и остается машина..

Теория механизмов и машин — наука, изучающая общие методы структурного и динамического анализа и синтеза различных механизмов, механику машин. Важно подчеркнуть, что излагаемые в теории механизмов и машин методы пригодны для проектирования любого механизма и не зависят от его технического назначения, а также физической природы рабочего процесса машины.

Машина есть устройство, выполняющее механические движения для преобразования энергии, материалов и информации с целью замены или облегчения физического и умственного труда человека.

Машина осуществляет свой рабочий процесс посредством выполнения закономерных механических движений. Носителем этих движений является механизм. Следовательно, механизм есть система твердых тел, подвижно связанных путем соприкосновения и движущихся определенным, требуемым образом относительно одного из них, принятого за неподвижное.

Создание современной машины требует от конструктора всестороннего анализа ее проекта. Конструкция должна удовлетворять многочисленным требованиям, которые находятся в противоречии. Из допустимого множества решений конструктор выбирает компромиссное решение с определенным набором параметров и проводит сравнительную оценку различных вариантов. В настоящее время расчеты выполняют на ЭВМ, что позволяет оценить конструкцию по многим критериям качества и найти максимум показателя эффективности.

Задачи перед машиностроением стоят весьма сложные. Машина должна быть прочной, надежной в работе, высокопроизводительной, но вместе с тем и легкой, с минимальными материалоемкостью и энергозатратами, не должна загрязнять окружающую среду, должна соответствовать требованиям технической эстетики. Чтобы успешно решать эти задачи, чтобы создавать хорошие машины, отвечающие современным требованиям, специалистам в области машиностроения нужны знания основ целого ряда наук, в том числе теории механизмов и машин..

Кинематическая схема механизма является «скелетом» реальной конструкции машины. Выбор и проектирование схемы механизма определяет первый и основной этап проектирования машины. Теория машин и механизмов в настоящем ее виде является комплексной наукой, в которой проблемы структуры, кинематики и динамики машин, их анализа и синтеза тесно переплетаются с проблемами оптимального проектирования и управления.

Универсальный поперечно-строгальный станок предназначен для обработки строганием горизонтальных, вертикальных и наклонных плоскостей линейчатых фасонных поверхностей, а также пазов различного профиля у деталей небольших размеров и среднего веса в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

1. Структурный и кинематический анализ механизма.

1.1 Исходные данные.

Данные поперечно-строгального станка..

Поперечно — строгальный станок:

Кинематическая схема машины:

1.2 Структурный анализ механизма.

1.2.1 Степень подвижности W + Асур.

Примем следующие обозначения звеньев механизма:

— стойка 3 — кулиса О₃В.

— кривошип О₂А 4 — камень В кулисы О₃В.

— камень, А кулисы 5-ползун Степень подвижности кинематической цепи проверяем по формуле Чебышева (для плоских механизмов):

W = Зn — 2Р₅ — Р₄ = 3*5 -2*7 = 15−14=1,.

где nколичество подвижных звеньев, р₅=(0−1) (1−2) (2−3) (3−0) (3−4) (4- 5) (5−0)=7 — количество пар 5-го класса.

p₄ — число пар 4-го класса, p₄=0.

Таким образом кинематическая цепь имеет степень подвижности равную 1, следовательно, является механизмом образованным путём последовательного присоединения к стойке О и ведущему звену 1 двух групп состоящих из звеньев 2−3 и 4−5.

По классификации Асура-Артоболевского он должен быть отнесён к механизму II класса.

Составим структурные группы механизма:

стойка — кривошип О₂А — механизм I класса — ведущая часть механизма;

камень, А — кулиса О_ЗВ — группа II класса 3 вида;

камень В — ползун — группа II класса 4 вида.

Классификация кинематических пар и групп звеньев в механизме сведены в две таблицы.

Таблица 1. Классификация кинематических пар

Таблица 2. Классификация групп звеньев.

Примечание: 1^* — ведущее звено.

1.2.2 Структурная формула механизма.

На основании таблиц 1 и 2 структурная формула механизма выглядит так:

I (0 — 1) > II (2 — 3) > II (4 — 5).

1.3 Синтез механизма (определение длин звеньев).

Одна из задач проектирования механизмов состоит в таком подборе размеров звеньев (точнее — расстояний между осями шарниров), при котором за все время работы механизма удовлетворялись бы некоторые наперед поставленные требования, а именно: чтобы определенные точки звеньев перемещались по заданным траекториям или по определенному закону.

По заданной конструктивной схеме механизма составляем кинематическую схему (рис. 1).

Исходные данные:

Расстояние между стойками О₂О₃=0,33 м;

Ход ползуна H=0,37 м;

Коэффициент изменения скорости хода K=1,45.

Угол качения кулисы (?) определяем по заданному значению (К) согласно формуле:

Графическое решение приведено на рис. 1.

Из прямоугольного треугольника ДO₃NB вычисляем длину звена O₃B:

Звено O₂A определяем из ДO₂AO₃:

Рис. 1. Кинематическая схема механизма.

1.4 Кинематический анализ механизма.

1.4.1 Графический метод (описание построения ПС и ПУ).

Построение плана скоростей..

Планы скоростей и ускорений строим для любых 6 положений механизма, в нашем случае это для 0,1, 2, 4, 6 и 8 положений.

Для примера построения плана скоростей данного механизма рассмотрим построение для 1 положения.

Планы скоростей строим в масштабе м_v=0,01 (м/с)/мм.

Из произвольно выбранной точки p, принятой за полюс плана скоростей откладываем отрезок ра₁, изображающий скорость точки, А кривошипа.

V_A1 = V_О2 (=0) + V_{А1 О2}.

V_A1 = V_A1O2 = щ*O₂A;

pa₁ = м_v *О₂А_1; pa_{1 +} О₂А₁.

(рад/с).

V_A1 = щ*O₂A = 5,23*0,094 = 0,49 м/с Скорость точки A₃ кулисы совпадающей с точкой A₂ камня, определим по уравнению:

V_A1 = V_A3 + V_А1А3.

или ра₁ = ра₃ + а₁а₃,.

где ра₃ О₃А, а₃а₂ О₃А Скорость точки В₃ кулисы определяем на основании теоремы о подобии.

Pb₃ = pa₃*О₃В/О₃А = 23,5*650/145,9 =104,7 мм Чтобы определить скорость ползуна, воспользуемся условием, что V_B5¦xx, и векторным уравнением.

V_B3 = V_B5 + V _{B3 B5} или pb₃ = pb₅ + b₅b₃,.

Где pb₅¦xx и pb₃ О₃В, а b₅b₃₊xx.

Планы скоростей для всех остальных положений строятся аналогично.

Построение плана ускорений..

Построение плана ускорений также выполняем для 1 положения. Так как кривошип вращается с постоянной угловой скоростью, точка А₁ кривошипа будет иметь только нормальное ускорение. Поэтому от произвольной точки полюса плана ускорений по направлению А₁ к О₂ откладываем отрезок а₁, представляющий собой ускорение точки А₁ кривошипа.

Планы ускорений строим в масштабе м_а=0,05 (м/с²)/мм.

Движение точки А₂ камня рассматриваем как сложное вместе с кулисой и относительно ее.

а_A1ⁿ=аⁿ_A3O3+ а^ф_A3O3+ а^k_A1A3+ а_A1A3.

или ра₁=рn₁+ n₁ a₃+ ka₁+a₃k.

Отрезки ка₁, изображающий в масштабе м_а ускорение Кориолиса, и рn₁, изображающий в том же масштабе, нормальное ускорение точки А₃, определяются по формулам:

ка₁=(2*а₁ а₃*Ра₃*К₂)/(О₃ А*К₁²) = 27,52 мм рn₁=((Ра₃)²*К₂)/(О₃ А*К₁²) = 7,6 мм Ускорение точки В_3, принадлежащей кулисе, определяем на основании теоремы о подобии:

b₃ = а₃*О₃В/О₃А = 18,8*650/145,9 = 83,8 мм Ускорение точки В₅ определяем графическим построением векторного уравнения а_b5 = а_b3 + а_{b5 b3}.

или b₅ = b₃ + b₅b₃.

При этом b₅b₃хх, b₅хх.

1.4.2 Графоаналитический метод.

Исходные данные:

₁=0,5236 (30) — угол поворота начального звена;

u₁₋₇=68 — передаточное отношение многозвенной зубчатой передачи;

n_дв=3400 об/мин — частота вращения электродвигателя.

Описание метода..

Механизм на чертеже изображаем в 12 положениях — через каждые 30⁰, начиная с положения, соответствующего левому нулевому (за нулевое положение берется такое, при котором кривошип перпендикулярен кулисе).

Отсчет перемещений точки S_i ведется от нулевого положения. Построение графиков зависимостей S = S_i(t), = _i(t), a = a_i(t) производим в программе EXCEL.

В первый столбец заносим номер положения кривошипа. Во второйугол поворота, соответствующий положению. В третийвремя t, за которое кривошип проходит 12 положений. Определяем время:

.

где — угловая скорость начального звена.

В четвёртый- ?t.

По чертежу измеряем перемещение точки S_n и умножаем их на масштаб длины, результаты заносим в пятый столбец таблицы, в седьмой заносим значения скорости V_n. В шестой и восьмой столбцы вводим формулы для вычисления? S и? V.

соответственно ;

?S=S_n-S_n-1;

?V=V_n-V_n-1;

В девятый столбец введём значения ускорений.

соответственно .

По полученным результатам в таблице строим диаграммы зависимостей S (t); V (t); a (t).

Результаты графоаналитического метода анализа.

1.4.3 Аналитический метод.

Скорость:

Все необходимые схемы для анализа показаны на рисунке.

Скорость точки A:

.

где — скорость точки O₂;

— скорость звена O₂A.

Скорость точки O₃.

.

где; - скорость точки A относительно звена BO₃; - скорость звена AO₃.

Принимаем т. A за начало координат, векторы и за оси x₁, y₁.

Проецируем на оси координат:

Очевидно что:

.

где О₂ А V_A) =(180? — (ц₂ + (90?- ц₁)) — 90? = ц_{1 -} ц₂.

V_AO3 = V_A sin (ц_{1 -} ц₂₎ V_ABO3 = V_A cos (ц_1 — ц₂₎.

Также V_AO3 можно найти через щ₂ :

V_AO3 = щ₂ O₃A => щ₂ = V_AO3 /O₃A = V_A sin (ц₁ — ц₂)/O₃A.

Учитывая формулу.

(1) щ₂ = щ₁ O₂A sin(ц₁ — ц₂)/O₃A.

По теореме косинусов из треугольника O₂AO₃ находим.

O₃A =.

Можно записать, учитывая, что.

O₃A =.

Выразим ц₂ через ц₁.

ц₂ = arctan.

ц₁ =.

V_B = V_O3 + V_BO3,,.

где V_O3 =0 — скорость точки O₃.

V_B = V_BO3 = щ₂ O₃N.

где O₃N = O₃B cos(ц₂).

Ускорение:

a_A = a_{O2 +} a ⁿ_AO2 + a ^ф_AO2.

a_O2 = 0 -ускорение точки О₂.

a ^ф_AO2 = 0 -тангенциальное ускорение точки, А относительно стойки О₂.

a_A = a ⁿ_AO2 = щ₁² O₂A.

a_о3=a_a+(a ⁿ_AO3+ a ⁿ_AO3B)+(a ^ф_AO3+a ^k_A).

Выбираем систему координат аналогично скоростям: т. А начало координат, оси координат вектора (a ⁿ_AO3+ a ⁿ_AO3B),.

(a ^ф_AO3+a ^k_A).

А_х1=a_A*cosб.

(a ^ф_AO3-a ^k_A)= a_A*cosб.

a ^ф_AO3= a_A*cosб+ a ^k_A.

кориолисово ускорение:

a ^k_A=2щ₂· V_ABO3.

тангенциальное ускорение:

a ^ф_AO3=е₂· O₃A.

е₂=(щ₁²· O₂A· cosб+2щ₂·V_ABO3)/ O₃A.

a_B=a_O3+ a ⁿ_BO3+ a ^ф_BO3.

a_c=a_Bx= a ^ф_BO3· cosц₂+a ⁿ_BO3· sinц₂.

a_c= е₂· O₃B·cosц₂+щ₂²·O₃B·sinц₂.

2. Синтез зубчатых механизмов.

2.1 Геометрический расчёт прямозубой цилиндрической передачи.

Расчет геометрических параметров цилиндрических передач внешнего зацепления с прямыми зубьями при стандартном исходном контуре.

2.2 Расчёт внешнего зацепления с прямыми зубьями.

Заданы следующие величины:

m=9, модуль зацепления;

б=20?, угол профиля исходного профиля рейки;

h_а*=1 — коэффициент высоты головки зуба исходного профиля;

с* - коэффициент радиального зазора;

z₁=15, z₂=58- числа зубьев колёс;

х₁=0,92; х₂ =0,76 -коэффициент смещения.

Порядок проведения расчета:.

1. Делительные диаметры.

;

;

.

2. Основные диаметры.

;

;

.

3. Окружной и основной шаги.

;

4. Окружные толщины зубьев (по делительной окружности).

;

.

;

5. Угол зацепления определится из формулы.

; .

6. Начальные диаметры.

;

;

.

7. Межосевое расстояние.

.

.

8. Диаметры впадин (нарезанные реечным инструментом).

;

.

;

.

9. Диаметры вершин зубьев.

;

.

;

10. Проверка на заострение (по толщине зубьев на поверхности вершин).

;

.

;; ;

;; ;

11. Длина общей нормали для контроля колеса 6.

; ;

Толщина зуба на основном диаметре:

; .

;

Проверка качественных показателей зубчатого зацепления..

Условие проверки на подрезание зуба:

Для шестерни: Z₆ = 15, h_а* = 1, б₀ = 20?, следовательно коэффициент радиальной коррекции Х =0,12. X_i >X. Подрезание отсутствует.

2.3 Определение качественных показателей зацепления.

2.3.1 Коэффициент перекрытия е.

Коэффициентом перекрытия называют отношение длины К дуги зацепления к длине шага Р_в по начальным окружностям колес.

Коэффициент перекрытия е, определяющий среднее число пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, подсчитывают по формуле:

е=l_AB/P_в=g/ P_в;

P_в— основной шаг,.

l_AB=gистинная длина активной части линии зацепления.

Эту длину следует определить аналитически и проверить с помощью построения.

Для этого можно использовать следующие зависимости.

Здесь радиусы кривизны эвольвент на окружностях выступов равны.

;

Тогда.

1,31.

Коэффициент перекрытия дает возможность определить число пар профилей зубьев, находящихся одновременно в зацеплении. Для этого нужно воспользоваться теми целыми положительными числами, между которыми находится числовое значение коэффициента перекрытия. Эти целые числа определяют те числа пар профилей зубьев, которые попеременно участвуют в зацеплении. Коэффициент перекрытия не должен быть меньше единицы, так как это приводит к перерывам в передаче движения от ведущего колеса к ведомому и к ударам зубьев колес. При проектировании зацепления коэффициент перекрытия берут не меньше 1,2 (в данном случае это условие выполняется). Чем больше е, тем выше качество.

2.3.2 Коэффициент относительного скольжения.

Так как рабочие участки профилей зубьев перекатываются друг по другу со скольжением, то на этих участках возникают силы трения и происходит процесс изнашивания. Характеристикой вредного влияния скольжения являются коэффициенты л₁ и л₂ относительного скольжения, которые определяют по формулам:

=0,0899.

=0,7546.

л₂>л₁ — седьмое колесо изнашивается больше.

2.3.3 Коэффициент удельного давления.

Коэффициент удельного давления q пропорционален величине напряжения сжатия на площадке контакта зубьев и характеризует контактную прочность зубьев. Обычно выкрашивание зуба происходит около полюса, где и определяется по формуле:

.

где.

Здесь — приведенный радиус кривизны зубьев в точке контакта.

В полюсе радиусы кривизны эвольвент:

желательно, чтобы был меньше .

2.4 Кинематический анализ планетарной передачи.

Для определения числа зубьев в программе необходимо вычислить U³_1в..

U₁₋₇=U₆₋₇· U₄₋₅·U³_1-в.

U₆₋₇= Z₇/Z₆=58/15=3.9.

U₄₋₅=4.

U³_5-в= U₁₋₇/(U₆₋₇· U₄₋₅)=68/3·4=5.

При определении числа зубьев планетарной передачи сталкиваемся с рядом ограничений:

1.

2.

3. Условие соосности.

z1+z2=z4-z3.

4. Условие соседства.

2(0,5z1+0,5z2)sin (/p)>z2+2 и (z4-z3)sin (/p)>z3+2.

5. условие собираемости.

((z1*)/p)*(1+p*a)=целое,.

а — целое число, р — количество сателлитов.

6. Z4>85.

7. Z2/Z3=1,5.2,5.

Данные условия реализуются методом перебора с использованием программы, разработанной на кафедре ТМ Каракуловым М.Н.

Используя программу, получили следующие значения: Z₁=20, Z₂=48, Z₃=48, Z₄=116.

Число зубьев 5-го колеса выберем из ряда 15? Z₄?40: Z₅=29.

Диаметры колёс..

мм мм мм.

мм.

мм.

_мм.

3. Силовой анализ механизма.

строгальный станок зацепление маховик При силовом расчете механизмов обычно предполагаются заданными законы движения ведущих звеньев хотя бы в первом приближении и часть внешних сил.

Основными силами, определяющими характер движения механизма, являются движущие силы, совершающие положительную работу, и силы полезного (производственного) сопротивления, возникающие в процессе выполнения механизмом полезной работы и совершающие отрицательную работу. К движущим силам относятся: сила давления рабочей смеси на поршень цилиндра двигателя, момент, развиваемый электродвигателем на ведущем валу насоса или компрессора, и т. д. Силы полезного сопротивления — это те силы, для преодоления которых предназначен механизм. Такими силами являются: силы сопротивления резанию в токарном станке, сопротивления ткани проколу иглы в швейной машине и т. д. Кроме этих сил необходимо учитывать также силы сопротивления среды, в которой движется механизм, и силы тяжести звеньев, производящие положительную или отрицательную работу в зависимости от направления движения центра тяжести звеньев — вниз или вверх.

3.1 Расчёты для определения уравновешивающей силы для групп Асура по методу последовательного рассмотрения.

Силовой расчёт производим только для первого положения механизма.

Разбиваем механизм на три группы Асура. В местах соединения звеньев указываем реакции. Решаем полученные уравнения, находим уравновешивающую силу и строим силовые многоугольники.

На звенья механизма действуют не только внешние силы, но на кулису действует и момент сил инерции М_и3. Чтобы избавиться от момента сил инерции М_и3, силу инерции Р_и3 переносим в точку качения К, определив отрезок L_SK по формуле:

м Определение реакций в кинематических парах механизма начинаем с последней группы Асура и кончаем ведущим звеном. Решение данной задачи начинаем с рассмотрения равновесия структурной группы, состоящей из ползуна 5 и камня 4.

Общее уравнение равновесия всей группы будет иметь вид:

R₀₅ + Р_ПС + Р_И5 + G₅ + R₃₄ = 0,.

где R₀₅ — реакция со стороны стойки на пятое звено.

R₃₄ — реакция со стороны третьего звена на четвёртое.

Для определения величины реакций R₀₅ и R₃₄ строим план сил в масштабе м_р= G₃/L_G3 =540/27 = 20 H/мм.

Из плана сил R₀₅= G₅=720 Н.

R₃₄= Р_ПС + Р_И5=540+301,14= 841,14 Н Р_ПС=12 мм*45 Н/мм=540 Н Р_И5=m₅*рb₅ *мa=72*83,65*0,05=301,14 Н Рассмотрим группу, состоящую из звеньев 2 и 3. На звенья этой группы, кроме силы тяжести G₃ и силы инерции Р_ин3, действуют ещё реакции R₄₃, R₁₂, R₀₃. Реакция R₄₃ равна по величине силе R₃₄, но противоположно ей направлена. Реакция R₀₃ проходит через центр шарнира О₃, она не известна ни по величине, ни по направлению. Реакция R₁₂ прикладывается в центре вращательной пары А, а направление её перпендикулярно к кулисе О₂В.

Величина силы R₁₂ определяется из уравнения моментов всех сил, действующих на группу 2−3 относительно точки О₂.

Н.

G₃=18*10=180 Н Р_ин3= m₃*рb₃ *мa=75,24 Н Приравнивая к нулю векторную сумму всех сил, действующих на группу 2−3, и, построив план сил, находим силу R₀₃.

R₄₃ + Р_ин3 + G₃ + R₁₂ + R₀₃ = 0.

Рассмотрим равновесие ведущего звена кривошипа ОА, на которое действуют следующие силы: сила давления камня кулисы R₂₁, сила давления стойки R₀₁, сила тяжести G₁, и уравновешивающая сила Р_у.

Линия действия уравновешивающей силы Р_у совпадает с направлением линии зацепления зубчатой пары 4−5. Поэтому плечо этой силы равно масштабной величине радиуса r_b5 основной окружности колеса. Величина силы Р_у определяется из уравнения Н.

3.2 Расчёты по методу Жуковского.

Правильность определения уравновешивающей силы Р_ур определяем также с помощью рычага Жуковского. Для этого строим план скоростей и в соответствии с точками прикладываем внешние силы инерции, провернув их по часовой стрелке на 90⁰. Уравновешивающую силу Р_у^" прикладываем в точке a₁ перпендикулярно к Ра₁.

Запишем уравнение равновесие рычага:

Н Уравновешивающие силы Р_у и Р_у^" не равны, потому что приложены в различных точках, но моменты этих сил должны быть равны между собой. Расхождение величин этих моментов из-за неточности графического построения допускается в пределах 5%.

Уравновешивающий момент от силы Р_у^«, определяемой по рычагу Жуковского:

М^I_у = Р_у^«*r_O2A = 102,88(Н. м).

Уравновешивающий момент от силы Р_у, определяемой по плану сил:

М_ур = Р_ур. r_b5 =98, 46 (Н. м).

Относительная величина расхождения определяемого момента в обоих случаях:

3.3 Расчёты с применением принципа возможных перемещений.

P_ин5· V₅· cos180 +G₅· V₅·cos90 + P_ин3· V₃·cos180 + G₃· V₃·cos107 + P_y· V₁· cos0 + P_nc· V₅· cos0 = 0.

Силы инерции действуют в противоположные стороны от ускорения направление и величину V₃ и V₅ берём с плана скоростей.

V₅=44 мм.

V₃=25 мм.

V₁=98,8 мм.

P_y= (P_ин5· V₅· cos180 +G₅· V₅·cos90 + P_ин3· V₃·cos180 + G₃· V₃·cos107+ P_nc· V₅· cos0)/ V₁· cos0 = 128 Н.

4. Синтез плоского кулачкового механизма.

Ведущее звено в кулачковом механизме называют кулачком. Ведомое — толкателем. Элементы высшей кинематической пары принадлежащей кулачку называют профилем кулачка, а элементы принадлежащие толкателю называют профилем толкателя.

Кулачковый механизм состоит из кулачка, толкателя, ролика, который закреплен на толкателе и непосредственно соприкасается с поверхностью кулачка. Ролик служит для уменьшения трения возникающего в зоне контакта кулачка с толкателем.

Полный цикл толкателя в кулачковом механизме соответствует одному полному обороту кулачка. Промежутки соответствующие удалению из самого (по отношению к центру вращения кулачка) в самое дальнее, высотою в самом дальнем положении, возвращение из самого дальнего положения в самое близкое, высотою в самом ближнем положении называют Ту, Твп, Тпр, Тнв.

цТу+цТвп+цТпр+цТнв=360ъ Задача синтеза кулачкового механизма состоит в том, чтобы построить профиль кулачковой шайбы удовлетворяющий поставленным технологическим требованиям.

1. Таблица результатов..

2. Диаграмма EXCEL с теоретическим профилем кулачка..

5. Расчёт маховика.

1. Таблицы результатов..

Выводы.

Анализируя три, вышеописанных метода, приходим к выводу, что самый точный метод — аналитический. Потому что для любой точки можно найти все необходимые параметры с точностью до сотых. Самый неточный метод — графический. В этом методе есть много недостатков:

1. Необходимость вести расчет расстояния с мертвой зоны (крайнее положение механизма).

2. Формулы вычисления скорости и ускорения приближенные.

3. Измерение расстояния неточное.

Можно повысить точность получения данных, проведя некоторые изменения. Например:

Вести построение кинематической схемы на компьютере в соответствующей программе. Это даст возможность вычисление расстояния с большой точностью.

1. Кореняко А. С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. — Киев: Вища школа, 1970.

2. Попов С. А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. — М.: Высш. шк., 1986.

3. Фролов К. В. и др. Теория механизмов и машин. — М.: Высш. шк., 1987.

4. Калабин С. Ф. Методические указания по оформлению пояснительной записки и графической части курсового проекта по курсу «Механизмы приборных и вычислительных систем». — Ижевск, 1986.

5. Артоболевский И. И. ТММ. — М: Наука, 1988.

6. Ястребов В. М. Методическое руководство к курсовому проекту по ТММ — Ижевск, 1974 г.