Механизм привода глубинного насоса

  
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО 
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«Национальный исследовательский ядерный университет «МИФИ»
Озерский технологический институт – 
филиал федерального государственного автономного образовательного учреждения высшего
профессионального образования «Национальный исследовательский ядерный университет «МИФИ»
(ОТИ НИЯУ МИФИ)


Кафедра ТМ и МАХП







КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине: «Теория механизмов и машин »
Тема: «Механизм привода глубинного насоса»
Задание №7 
Вариант 7








Зав. кафедрой

А.А. Комаров
Преподаватель

А.А.Комаров
Выполнил студент
группы 1МХ-35з

А.И. Штанухин






2018
Оглавление
Задание	5
1. Анализ рычажного механизма	7
1.1 Структурный анализ рычажного механизма	8
Разложим механизм на группы Ассура	9
1.2  Кинематический анализ рычажного механизма	11
1.2.1  Построение схемы механизма в 12 положениях	11
1.2.2 Планы скоростей для 12 положений механизма	11
1.2.3 Построения плана ускорений в заданном положении	14
1.2.4 Построение кинематических диаграмм	17
1.3 Силовой анализ рычажного механизма	18
1.3.2 Определение сил и моментов инерции звеньев	18
1.3.3 Определение методом  планов реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы.	18
1.4 Динамический анализ рычажного механизма	21
1.4.1 Приведенный момент сил.	21
1.4.2 Движущий момент создаваемый двигателем	23
1.4.3 Диаграмма Т=Т(?) изменения кинетической энергии звена приведения.	23
1.4.5 Определение приведенного момента инерции механизма.	23
1.4.5 Определение приведенного момента инерции маховика.	25
2.  Расчет схемы планетарного редуктора эвольвентного зацепления	26
2.1 Числа зубьев в планетарной передаче	27
2.2 Геометрический расчет параметров зацепления	29
2.4 Вычерчивание зацепления	30
3. Синтез кулачкового механизма	32
5.1 Построение графиков аналогов скоростей, ускорений и перемещений.	33
5.2 Определение минимального радиуса кулачка Rmin.	33
3.3 Профиль кулачка.	34
Литература	35









   ЗАДАНИЕ
    Для получения практических навыков в проетировани механизмом машин мне был задан механизм привода глубинного насоса тема 7 вариант № 7,

    Основные данные для проетирования рычажного механизма:
    LOA = 0,42м
    LAB = 1,66м
    LBC = 0,74м
    LBD = 1,03м
    LBE = 1,42м
    LEK = 1,72м
    LEF = 2,5м
    x = 1,00м
    y = 1,45м
    y1 =x1= 0,63м
    
     Частота вращения электродвигателя: nдв = 1520 об/мин,
    Частота вращения кривошипа 1 и кулачка: n1 = nk = 20 об/мин,
    Сила тяжести штанги:
    Gш = 18 кH
    Сила тяжести противовеса:
    GF = 20кH
    Сила тяжести поднимаемой жидкости:
    Gж = 5 кH
    Моменты инерции звеньев:
    I1 = 1,4 кг·м2 
      Центртяжести штанги 4 находится в точке F звена DF
    Коэффициент неравномерности вращения кривошипа: ? = 1/15
    Положение кривошипа при силовом расчете: ?1 = 240?
    Эти данные мне заданы для выполнения динамического и киниматического анализа механизма. 
    Для решении задачи анализа зубчатой  и планетарной заданы следующие данные,
    Модель зубчатых колес планетарной ступени редуктора: m1 = 3 мм
    Число зубьев колес рядовой передачи : za = 12мм zb = 36 мм
    Модуль зубчатых колес простой передачи: m = 6 мм
    Для расчета и построения профиля кулачка приведен рисунок кулочкового и синусоидальный закон, также заданы данные:
    Длинна коромысла кулочкового механизма: l = 0,13м
    Угловой ход коромысла: ?max = 22?
    Фазовые углы поворота кулачка:
    ?п = ?0 = 55?
    ?в,в = 120?
    Допускаемый угол давления: ?доп = 40?






















   1. Анализ и синтеж рычажного механизма привода глубинного насоса
     
1.1 СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА



Рисунок 1.1 – Схема рычажного механизма
     Обозначаем звенья механизма:
   1—  кривошип;
   2, 4 — шатун;
   3, 5 – коромысло;
   6 – тяга;
   7 – штанга.
     Кинематические пары механизма:
   O (0-1) – вращательная пара пятого класса;
   A (1-2) - вращательная пара пятого класса;
   B (4-2) - вращательная пара пятого класса;
   B (3-2) - вращательная пара пятого класса;
   C (3-0) - вращательная пара пятого класса;
   E (4-5) - вращательная пара пятого класса;
   K (5-0) - вращательная пара пятого класса;
   D(4-6) – вращательная пара пятого класса;
   D’ (6-7) – вращательная пара пятого класса;
   D’ (7-0) - поступательная пара пятого класса;
     В заданном рычажном механизме общие число звеньев:
   		m = 8.
     Число звеньев которые могу двигается: 
   		n = 7.
     Число степеней свободы механизма:
   W = 3?n - 2?P5 – P4= 3?7 - 2?10 - 0 = 1,
   где    n – число подвижных звеньев;
          P5 — число пар V класса (низшие пары);
	     P4 — число пар IV класса (высшие пары).
   
     РАЗЛОЖИМ МЕХАНИЗМ НА ГРУППЫ АССУРА
   
   
   Рисунок 1.2 – Группа (6-7)
  Число действительных звеньев: n = 2.
Wгр = 3?n - 2?P5 = 3?2 -  2?3 = 0,
    	где Wгр — степень свободы группы;
           n — число действительных звеньев группы;
           Р5 — число пар 5-го класса, входящих в группу.
   
     Формула группы:


Рисунок 1.2 – Группа (4-5)


Рисунок 1.3 – Группа Асура 2-3



Рисунок 1.4 – Начальный механизм

Число действительных звеньев:
n = 2.
Wгр = 3?n - 2?P5 = 3?2 -  2?3 = 0,


  Число действительных звеньев: n = 2.
Wгр = 3?2 -  2?3 = 0,
Формула группы:


  Число действительных звеньев: n = 1.
O(0-1) вращательная пара 5-го класса.
W = 3?1 - 2?1 = 1.
Формула механизма


     Структурная формула механизма:
   Механизм II класса, 1 вида.
     
    
  1.2  КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА ГЛУБИННОГО НАСОСА

1.2.1  Построение схемы механизма в 12 положениях

Исходные данные: 

Звенья
OA
AB
BC
BD
BE
EK
EF
x
y
x1=y1
Длина, м
0,42
1,66
0,74
1,03
1,42
1,72
2,5
1,0
1,45
0,63
Частота вращения, об/мин
14
-
-
-
-
-
-
-
-
-
    
   Планы положений механизма будем строить методом засечек. Для того чтобы определить звенья механизма в мм зададимся масштабным коэффициентом:
                                                            
    ===0,01,                                         (1.1)
                                                  
       где lОА – длина звена кривошипа ОA, м;
    	       ОА – длина звена ОА на плане положений  (принимаем ОA = 42 мм).
    По принятому масштабному коэффициенту посчитаем размеры остальных звеньев и сделаем чертеж механизма в 12 равностоящих положениях. 
    Таблица 1 – Длины звеньев механизма.
Звено
lОА
lAB
lBC
lBD
lBE
lEK
lEF
x
y
x1=y1
Длина, м
0,42
1,66
0,74
1,03
1,42
1,72
2,5
1,0
1,45
0,63
Длина, мм
42
166
74
103
142
172
250
100
145
63
    
1.2.2 Планы скоростей для 12 положений механизма
    
    По формуле (1.2) сделаем определение скорости точки А:
                                            VA =                                               (1.2)
    Угловую скорость звена ОА:
                         =                                          (1.3)
    Отсюда:                 
    VA=  м/с
    Скорость точки А не будет изменятся так как = const.
    Определим масштаб построения плана скоростей
     =                                                     (1.4)
            Выбираем полюс p и откладываем pа перпендикулярно звену ОА. 
    Определим скорость точки B через систему векторных уравнений (1.5):
                             B =  A  + BA       BA  AB 
                            B = С +  BC        CB  CB                                                 (1.5)
    Скорость С = 0 – стойка.
    Через точку а на плане скоростей проводим перпендикулярно звену АВ линия действия скорости VВА, а через полюс проводим линию действия скорости VВС перпендикулярно звену CB. На пересечении линий действия BA и линии действия BС находим на плане скоростей точку b. 
    Скорость точки E определяется из соотношений векторных уравнений (1.6):
    	             E = B  + EB                             л.д.  EB  BE   
                  E = K +  EK 	           л.д. EK  EK                                    (1.6)
    где  B –  скорость  точки  B;
            EB - скорость точки E во вращательном движении вокруг B;
            K –  скорость точки К. Скорость К = 0 – стойка.
            EК - скорость точки E во вращательном движении вокруг К.
    Проведем линию действия скорости ЕВ  перпендикулярно звену DF через точку b плана скоростей и через полюс плана перпендикулярно звену ЕК проводим линию действия скорости  ЕК , на пересечении л.д. ЕВ  и  л.д.  ЕК находим на плане скоростей точку E.
    
    На пересечении л.д. ЕВ  и  л.д.  ЕК находим на плане скоростей точку E.
    Скорость т. D и F определим из подобия:
    
    Например, отрезок ef равен:
     мм
    Аналогично bd:
     мм
    Расчитаные длины отрезков откладываем параллельно отрезку be, для ef от точки e на плане скоростей и получаем точку f, которую соединяем с полюсом и получаем скорость точки F. 
    Пользуясь планами скоростей определим скорости точек механизма по формуле:
    
                                                  (1.7)
    где  - вектор скорости точки или звена, снятый с плана скоростей, мм.
           ?v – масштабный коэффициент скорости.
           - скорость точки или звена, м/с. 
    Зная линейные скорости точек можем определить угловые скорости звеньев механизма по формуле  (1.8):
    	                                                               (1.8)
     с-1; 
     с-1;
      с-1;
      с-1.
    
     Таблица 2 – Значения длины векторов скоростей, мм
 
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
B=BC
50.9
65
62.8
26.1
21.6
49.9
60.7
58.9
43.95
15.96
12.5
33.6
E=EK
15
43.9
66.3
34.8
28.8
56.1
48.6
24.8
1.96
3
2.3
0.54
D
85.6
100.9
85.9
32.1
26.3
49.9
90.9
97.1
75.7
27.5
21.6
58.1
’D
85.8
100.9
84.1
30.9
25.2
64.97
90.5
97.5
74.5
26.8
22.3
59.3
F
88
120.9
140.4
70.4
57.5
115.9
118.6
103
76.9
28.9
34.9
58.7
AB
30.9
18
66.2
73.3
47.2
24.1
8.6
5.5
24.9
50.2
66
59.9
BE
49.1
58.6
54.7
24.1
19.9
43.6
53.8
55.6
43.8
16.1
12.7
33.7
      
     Таблица 3 –Линейные и угловые скорости звеньев и точек механизма.
 
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
VB=VBC, 
м/с
0.509
0.650
0.628
0.261
0.216
0.499
0.607
0.589
0.440
0.160
0.125
0.336
VE=VEK, 
м/с
0.150
0.439
0.663
0.348
0.288
0.561
0.486
0.248
0.020
0.030
0.023
0.005
VD, м/с
0.856
1.009
0.859
0.321
0.263
0.499
0.909
0.971
0.757
0.275
0.216
0.581
V’D, м/с
0.858
1.009
0.841
0.309
0.252
0.6497
0.905
0.975
0.745
0.268
0.223
0.593
VF, м/с
0.880
1.209
1.404
0.704
0.575
1.159
1.186
1.030
0.769
0.289
0.349
0.587
VAB, м/с
0.309
0.180
0.662
0.733
0.472
0.241
0.086
0.055
0.249
0.502
0.660
0.599
VBE, м/с
0.491
0.586
0.547
0.241
0.199
0.436
0.538
0.556
0.438
0.161
0.127
0.337
?2, с-1
0.186
0.108
0.399
0.442
0.284
0.145
0.052
0.033
0.150
0.302
0.398
0.361
?3, с-1
0.087
0.255
0.385
0.202
0.167
0.326
0.283
0.144
0.011
0.017
0.013
0.003
?4, с-1
0.346
0.413
0.385
0.170
0.140
0.307
0.379
0.392
0.308
0.113
0.089
0.237
?5, с-1
0.087
0.255
0.385
0.202
0.167
0.326
0.283
0.144
0.011
0.017
0.013
0.003




1.2.3 Построения плана ускорений в заданном положении

      Построения  плана ускорении произведу в одном положении отвечающему заданному для силового анализа. 
    Определяю ускорения точки А:
                                               (1.9)
    где  - ускорение точки А, 
           - нормальное ускорение точки А относительно точки O, 
            - тангенциальное (касательное) ускорение точки А, 
    Ускорение   найдём по формуле:
      м/с2
    Ускорение   =0, т.к. ?1=const.
    Для построения плана ускорений определяю масштаб в котором я буду строить его: 
                                                                                      (1.10)
    где ? А – масштабный коэффициент плана ускорений , 
             - вектор ускорений  , принятый на чертеже, мм
      .
    Вектор ускорения  направлен по звену АО к точке О ( // AO).
    Ускорение точки В определим из соотношения:
                                                
                                             	
	  	 
 м/с2;
 м/с2
	Отрезки на плане ускорений, равны соответственно 6,4 мм и 1 мм.
	Направление ускорения и значение и  неизвестно, мы знаем только линию их действия  и 
	На пересечении линий действия  и  находим точку “В”.
	Соединим p с полученной точкой b и получим вектор ускорения точки В. 
    	Ускорение точки E определим из соотношения:
    
                                                  
                                               	
	  	   
 м/с2;
 м/с2
	Отрезки на планах равны соответственно 21мм и 1,5 мм.
	Направление ускорения и  также нам неизвестно, мы знаем только их  линии действия  и .
	На пересечении линий действия  и  находим точку “Е”.
	Соединим p с полученной точкой e и получим вектор ускорения точки E.		Определим ускорение точки D (принадлежащие четвёртому звену), из подобия. Так как т. D расположена на звене BE, то и на плане скоростей откладываем отрезок параллельно отрезку be.
    Скорость т. D и F определим из подобия:
    
    Например, отрезок ef равен:
     мм;
    Аналогично bd:
     мм.
	
        Определим ускорения точек механизма:
                                                                                                 (1.11)
   	где  - величина вектора а на плане, мм
     м/с2;
     м/с2;
     м/с2;
    
     м/с2;
     м/с2;
     м/с2;
     м/с2.
	Определим угловые ускорения звеньев механизма по формуле (3.4)
                                                            (1.12)
   	где  - угловое ускорение, с-2;

  с-2;
 с-2;
 с-2;
 с-2;
    
1.2.4 Построение кинематических диаграмм

      Поскольку конструкция механизма обеспечивает преобразование вращательного движения кривошипа в поступательное движение выходного звена, то будем строить кинематические диаграммы, зависящие от угла поворота кривошипа.

      1) Перемещение выходного звена в зависимости от угла поворота входного звена.

      За начальное положение  механизма выбираем угол поворота ?=240 градусов. После построения 12 положений механизма можно увидеть, что траектория точки D приближена к прямой, поэтому будем рассматривать перемещение точки D.   
       Таким образом, каждому положению кривошипа соответствует определённое перемещение точки D . На основании этого строим график  перемещения. Для построения выбираем масштаб перемещений: 
м/мм
Строим график.

      2) Скорость выходного звена в зависимости от угла поворота входного звена.

        Эта зависимость строится при помощи графического дифференцирования первой диаграммы.
      В каждой точке проводим касательные, и переносим их в выбранную на оси углов поворота точку К. Таким образом касательные будут пересекаться с осью скоростей и этим самым дадут значение скоростей при изменении угла поворота. Так строим  зависимость изменения скорости точки D от угла поворота кривошипа.
           Для определения скоростей по этой диаграмме необходим масштаб скоростей. Для начала найдем масштаб времени:
 с/мм

масштаб скоростей
 c-1

      3) Ускорение выходного звена в зависимости от угла поворота входного звена.
      Строим aнaлогично, при помощи графического дифференцирования диаграммы скоростей. 
      В каждой точке проводим касательные, и переносим их в выбранную на оси углов поворота точку К. Которые и покажут, в точках пересечения с осью ускорений, значения ускорений в любом положении кривошипа.  Так строим  зависимость изменения ускорения точки D от угла поворота кривошипа.
           Для определения ускорений по этой диаграмме необходим масштаб ускорений:
       c-2
          
      
    
1.3 СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

1.3.2 Определение сил и моментов инерции звеньев
    
    Силы инерции определяются по формуле (1.13)
                                          
                                            (1.13)             
             где  - сила инерции i-го звена, Н
            - масса i-го звена, кг ;
            - ускорение центра масс i-го звена, 
    Сила инерции противовеса:
    ;
    Сила инерции поднимаемой жидкости и штанги:
    .
    
1.3.3 Определение методом  планов реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы.
    
    Начинаем с последней группы и заканчиваем начальным механизмом.
    Рассмотрим группу 6-7.
    Запишу условие равновесия этой группы и построю план сил по которым найду силу  :
    
    Определим масштабный коэффициент построения плана сил группы:                
                                                              (1.14)
     Н/мм
       Используя формулу,  (1.14) аналогично определяем величины отрезков на плане для всех известных величин.
    По плану сил определяем:
          Н;
    
    Таблица 4 – Силы и длины векторов сил группы Ассура 4-5
    


Fш
FЖ
сила, H
0
1771
18000
5000
вектор, мм
0
8.8
90
25
    
    Рассмотрим группу 4-5.
    Из равновесия следует, что:
                                                                      (1.15)
      где  - сумма моментов четвертого звена относительно точки  E, 
                        (1.16)                         
      где  - составляющая реакции между звеньями 4 и 2, Н.
      Из формулы (1.15)
    
    Исходя из суммы моментов пятого звена относительно т. Е:
    
    Построим план сил для это группы Ассура, исходя из векторной суммы внешних сил:
    
    Определим масштабный коэффициент построения плана сил группы:                
                                                              (1.17)
     Н/мм
       Используя формулу, аналогично (3.9) аналогично определяем величины отрезков на плане для всех известных величин.
    По плану сил определяем:
          Н;
          Н;    
          Н.
     
    Таблица 5 – Силы и длины векторов сил группы Асура 4-5
    

Fпрот
RD
Fин2

сила, H
9870
20000
24700
2060
0
вектор, мм
49.4
100.0
123.5
10.3
0.0
    
    Определим реакцию между звеньями 4 и 5. Для этого составим  векторное уравнение для звена 5:
    
    Из силового многоугольника получаем: 
    RE= Н.
    
    Рассмотрим группу Ассура 3 – 2.
	Для определения тангециальной составляющей реакции R12 рассмотрим сумму моментов относительно точки В для второго звена:
                                                                                             (1.18)
  	где  - сумма моментов второго звена относительно точки B , 
	Из формулы (1.17) имеем:
                                           (1.19)
    Сумма моментов третьего звена относительно точки B:
    
    Построим план сил для это группы Ассура, исходя из векторной суммы внешних сил:
    
    Определим масштабный коэффициент построения плана сил группы:                   
                                                           (1.20)
         где  - масштабный коэффициент плана сил, Н/мм
               RB – сила реакции звена 4 на звено 2 (которая является максимальной из действующих), Н
                - длина отрезка RВ на плане силового многоугольника, мм.
     Н/мм
    По плану сил определяем:
     Н;
      Н.
    
    
    Рассмотрим начальный механизм:
                                 (1.21)
       где  - сумма моментов всех сил действующих на начальный механизм, относительно точки 0.
               - уравновешивающая сила, Н
    Из (1.20) имеем:
     Н
    Построим план сил для начального механизма:
    
    
    Определим масштабный коэффициент плана сил для начального механизма
     Н/мм
    
    Таблица 6 – Силы и длины векторов сил начального механизма
    

Fyp
P, H
13475
10074
,мм
100
74,8
    
    
    По плану сил определяем 
     Н
    

1.4 ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

1.4.1 Приведенный момент сил.

     На насос действуют 3 силы (Gш, Gж, Gпрот.). Эти силы приложены при любом положении механизма к двум точкам D и F, за исключением массы жидкости, которая действует только пpи подъеме штанги (опускание - холостой ход).
     
     
     Второе слагаемое равно нулю, так как внешних моментов к механизму не приложено.
     ?  - угол между направлениями силы и скорости соответствующей точки.
     Для вычисления приведенного момента сил необходимо определить: скорости точек D и F, и углы ? в точке D и F.
     Так как мы приняли за начало движения положения механизма в для силового расчета и оно не соответствует началу рабочего хода то сдвинем несколько отсчет за начало рабочего хода примем 11 положение до 4 по ходу вращения, и с 4 по 11 холостой ход
      Скорости определим из планов скоростей, для этого умножаем соответствующие отрезки плана скоростей на масштаб скоростей.     
      
     
м/c
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
V’d
0.581
0.856
1.009
0.859
0.321
0.263
0.499
0.909
0.971
0.757
0.275
0.216
Vf
0.587
0.880
1.209
1.404
0.704
0.575
1.159
1.186
1.030
0.769
0.289
0.349
     
      Углы ?i определяем так же из планов скоростей. Прикладываем силы к точкам d и f (на плане скоростей), и измеряем углы между направлением сил и направлениями скоростей. 
      Угол ?1 соответствует точке D’, ?2 соответствует точке F

Углы, (град)
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
?1
180
180
180
180
180
180
0
0
0
0
0
0
?2
3,52
12,17
28,3
46,9
58,7
62,2
117,95
120
128,2
144,9
164,2
175,9
     
     Таким образом, можем приступить к вычислению приведенного момента сил.


Момент, кН*м
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Мпр
-1.127
-1.701
-1.313
-0.391
-0.047
-0.470
-1.289
3.084
3.246
0.714
-0.419
-2.106

      Для построения зависимости приведенного момента сил от угла поворота, принимаем момент :

С учетом рассчитанного масштаба строим график приведенного момента

Момент, мм
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Мпр
-20.8
-31.4
-24.3
-7.2
-0.9
-8.7
-23.8
57.0
60.0
13.2
-7.7
-38.9


1.4.2 Движущий момент создаваемый двигателем
      
      Найдем движущий момент графически. 
      
Площадь мм2
Положения кривошипа

1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
SM
-279,8
-286,3
-156,4
-33,6
-39,6
-172,6
126,6
589,8
487,4
26,61
-248,6
-322,7


где, S-Площадь под графиком
l-Длина оси
Mпр.дв = 309,2/120=2,576мм


1.4.3 Диаграмма Т=Т(?) изменения кинетической энергии звена приведения.
      
      Эту зависимость будем искать как сумму площадей относительно движущего момента.
Приведем пример расчета для 0-го положения:

S?Т=SM - SMпр.дв=279,8-2,576*10 = 305.6мм2


Площадь мм2
Положения кривошипа

1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
S?Т
305.6
312.1
182.2
59.4
65.4
198.4
152.4
615.6
513.2
52.4
274.4
348.5
 Выберем масштаб:




Значения кинетической энергии с учетом масштаба:
размер мм
Положения кривошипа

1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
?Т
49.64
50.70
29.59
9.64
10.62
32.22
24.75
100.00
83.36
8.51
44.57
56.61

1.4.5 Определение приведенного момента инерции механизма.

    Величину приведенного момента инерции механизма рассчитываем по следующей формуле:
        Iпр                                                (1.21)
    где   - масса i-го звена рычажного механизма, кг
           - линейная скорость центра масс i-го звена,
              - угловая скорость i-го звена, 
          - приведённый момент инерции i-го звена по отношению к центру масс  .
    В условии задано:
     кг?м2 ;   кг?м2.
    Для 0-го положения приведём расчёт, а для остальных положений сведём значение  в таблицу
    



 кг?м2




    Таблица 7 – Значения приведенных моментов инерции механизма
Момент
инерции

Положения

1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
,
кг?м2
1517.43
2470.20
2645.93
576.36
385.0
1529.22
2211.55
2012.97
1173.38
160.11
164.77
687.70

57
93
100
22
15
58
84
76
44
6
6
26
    По данным таблицы 7 построим график (?). 
    Для построения определим масштабный коэффициент:
                                         ,                                      (1.21)  
    где  - масштабный коэффициент по оси 
           - максимальное значение , кг?м2 
           - значение  на графике, мм
     
    
1.4.5 Определение приведенного момента инерции маховика.

      По методу Виттенбауэра на основании графиков  (?) и  Iпр(?) путём графического исключения координаты ? строим диаграмму “энергия - масса” ((Iпр)).
       К полученной кривой под углами   и  проводим касательные. Углы  и  определяются из выражений (2.19).
                                	                            (1.22)
    
         где- коэффициент неравномерности вращения кривошипа(?=1/15);
              - масштабный коэффициент по оси ?Т.
    Остальные величины входящие в формулу (1.22) описаны выше.
    
    
    
    
    Проводим касательные под углами и , так как пересечения с осью  не будет делаем вывод что маховик не нужен.
   
   
   
   2.  Расчет схемы планетарного редуктора эвольвентного зацепления 
    
    Рисунок 2.1 – Схема планетарного редуктора
2.1 ЧИСЛА ЗУБЬЕВ В ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧЕ

	Определение передаточного отношения планетарной ступени 
   Определяю передаточное отношения :
   


 принимаю стандартное значение передаточного числа 5
     где  - переданочное число от колеса 1 к водилу Н1 ;
               - переданочное число от колеса 4  к водилу Н2 ;
        		 - переданочное число от колеса  b  к колесу а;
       		- частота вращения двигателя , мин-1;
      		- частота вращения на выходе , мин-1;
        		- частота вращения водила Н1, мин-1;
        		 - частота вращения водила Н2, мин-1;     
       		- число зубьев колеса а;
       		- число зубьев колеса b.
    По найденному передаточному числу я буду проектировать планетарный редуктор, обеспечивающий передаточное отношение 
     Условие соосности:
    
    ;
    ;
;
    ;
      Принимаю z1=20, z3==80;
     
      Условие соседства:
    
      принимаем К=2.
    
      Условие сборки:
    
    
    где некоторое целое число.
    Условие сборки выполнено.
    Для вычерчивания схемы необходимы диаметры начальных окружностей. Полагая, что колёса 1, 2 и 3 будут без смещения, вместо начальных окружностей воспользуемся делительными.
    Определяем делительные диаметры зубчатых колес планетарного редуктора
     , мм                                                        (2.1)
    мм;
     мм;
     мм.
    Примем  масштаб схемы планетарного механизма µl=3?10-3 м/мм.
    
2.2 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
    Исходные данные: 
    
    Таблица 8 – Исходные данные
Наименование параметра
Обозн.
Числ. зн.
Число зубьев

Za= Z1
12


Zb= Z2
36
Модуль, мм
m
6
Параметры произ-
водящего реечного
контура
Угол профиля, град.
?
20

Коэффициент высоты головки
h4*
1

Коэффициент реечного зазора
c
0.25
    
    Рассчитываю коэффициент смещения:
    ( при z1<17);
     Принимаю стандартное значение коэффициента смещения x1=0,3 мм;  
    По формуле (2.2) получаю инволюта угла зацепления:
                                   (2.2)
    
    по таблице находим  .
    Делительное межосевое расстояние:
    мм.                   (2.3)
    Межосевое расстояние:
     мм.                     (2.4)
    Радиусы делительных окружностей:
    мм;
    мм.
    Радиусы основных окружностей:
                                              (2.5)
    мм;
    мм.
    Шаг зацепления по делительной окружности:
    
    мм.
    Радиусы начальных окружностей:
     	                                         (2.6)
     мм;
    мм.
    Радиусы окружностей впадин:
                                       (2.7)
    мм;
     мм.
    Радиусы окружностей вершин: 
                                       (2.8)
     мм;
    мм.
    
    Толщина зуба по делительной окружности:
                                        (2.9)
    мм;
     мм.
    
    
2.4 ВЫЧЕРЧИВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
    Высота зуба колёс:
    h1= h2=ra2–rf2=112,2–98,7=13,5мм.
    На чертеже зуб должен иметь высоту не менее 50 мм.
    Масштабный коэффициент построения:
    
    где µl – масштабный коэффициент эвольвентного зубчатого зацепления 
       Полученные результаты сводим в таблицу 9.
    
    Таблица 9  - Расчетные радиусы  и размеры, мм
    3
r
rf
ra
rb
rw
S
р
aw
z1
133.33
112.22
162.22
125.29
133.33
39.74
69.78
533.33
z2
400.00
365.56
415.56
375.88
400.00
30.04


    
     По полученным данным я буду строить  зубчатое зацепление в следующей последовательности.
    - на листе бумаги форматом А4 отмечаю центры колёс;
    - провожу основные окружности;
    - по касательной к ним провожу  теоретическую линию зацепления N1 и N2 и отмечаю полюс зацепления W;
    - строю две эвольвенты, соприкасающиеся в полюсе;
    - провожу делительные окружности;
    - откладываю толщины зубьев по этим окружностям;
    - нахожу оси симметрии зубьев и строю противоположные стороны этих зубьев;
    - провожу окружности впадин и вершин зубьев;
    - через полюс провожу начальные окружности;
    - часть зуба, лежащую внутри основной окружности, очерчиваю по радиальной прямой;
    - в основаниях зубьев делаю скругления радиуса 0,25?m=0.25?6=1,5 мм;
    - отмечаю границы теоретической и активной линии зацепления ab;
    - нахожу границы активных профилей зуба.
    
    
    
    
    
    
   3. Синтез кулачкового механизма 
   
   
   
    
   Рисунок 5.1 – Структурная схема кулачкового механизма
   
Обозначаем звенья механизма:
   1 -  основной кулачок;
   2 - ролик;
   3 - коромысло
   4 – замыкающий кулачек.
    
5.1 ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКОВ АНАЛОГОВ СКОРОСТЕЙ, УСКОРЕНИЙ И ПЕРЕМЕЩЕНИЙ.

    Фаза нижнего стояния кулачка определим по формуле (3.1):
                                                                  (3.1)
       где	?вв —фаза верхнего выстоя кулачка;
       	?п — фаза подъёма;
       	?о — фаза опускания.
    
    Масштабный коэффициент по оси ?:
                                                                  (3.2)
       где	?? — масштабный коэффициент по оси ?,;
       	L1-15 — значение рабочей фазы кулачка на графике, мм.
    Масштабный коэффициент по оси ?:
                                         (3.3)
       где  ?? — масштабный коэффициент по оси ?, ;
           ?max – максимальное значение угла подъёма коромысла, мм;
    Масштабный коэффициент по оси S’:
                                  (3.4)
       где H2 — величина, снимаемая с чертежа, мм.
    Масштабный коэффициент по оси S”:
                               
        где	H1 — величина, снимаемая с чертежа, мм.
       
5.2 ПРОФИЛЬ КУЛАЧКА.
    Определим  масштаб построения профиля кулачка:
    
    где  l и – соответствует длина коромысла и длина отрезка изображающий на чертеже.
    Из центра Q на чертеже кулачка – проводим окружности радиусов Rmin и GQ. Используя метод обращённого движения, строим теоретический профиль кулачка. Для этого траекторию точки G в её движении относительно кулачка разбиваем на части, пропорционально разбивке оси ? графика ?(?). Строим мгновенные положения точки F. Соединяя их плавной кривой, получаем теоретический профиль кулачка.
    Минимальный радиус кривизны теоретического профиля ?min=95 мм. Исходя из условия 0,4 Rmin > r ? 0.7?min, 
    0,4·88.9> r ? 0.7·95
    35.6 мм> r ? 66.5 мм
    примем радиус ролика на чертеже r=20 мм. Действительный профиль кулачка получим как огибающую дуг радиуса r, проведенных из всех точек теоретического профиля.
    После построения основного кулачка я строю, замыкающий кулачок, применяя следующий принцип: сохраняя в точке О1 неизменным угол между коромыслами,  я мысленно вращаю коромысла по кругу против часовой стрелки.
    
    
    
   Литература

   1. Под ред.  Девойно Г. Н. “Курсовое проектирование по ТММ”.- Мн: Высшая школа, 1986,с. 285.
   2. Артоболевский И. И.	“Курс теории машин и механизмов”.- М: Наука, 1988, с.630.





.......................