close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

4-1 и 3-0

код для вставкиСкачать
Ульяновский Государственный Технический Университет Кафедра "Основы проектирования машин"
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОЙ РАБОТЕ ПО ТММ
Выполнил студент гр. АХд-21 Керов Е.Н.
шифр 1502/05
Консультант Недоводеев В. Я. Ульяновск 2005 г.
ЗАДАНИЕ
на курсовую работу по "Теории механизмов и машин"
Студента гр.АХд-21 Керов Евгений
Исследование рычажного и зубчатого механизмов
Содержание графической части (формат А1)
1 лист. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма (планы скоростей, ускорений, планы сил, рычаг Жуковского).
2 лист. Синтез зубчатого механизма (эвольвентное зубчатое зацепление, кинематический анализ планетарного механизма)
Содержание пояснительной записки
1. Титульный лист. Задание на курсовую работу. Оглавление.
2. Структурный, кинематический анализ и силовой расчет рычажного механизма. Определение уравновешивающей силы.
3. Определение основных параметров эвольвентных зубчатых колес.
4. Геометрический синтез и кинематический анализ зубчатого механизма.
5. Литература. Дата выдачи задания _________________________________________
Срок выполнения ___________________________________________
Руководитель Недоводеев В.Я. Содержание
Введение................................................................................................... 4
1. Исследование рычажного механизма............................................................ 5
1.1 Структурное исследование.......................................................................... 5
1.2 Кинематическое исследование.................................................................... 7
1.2.1 Построение плана скоростей при рабочем положении.........................7
1.2.2 Построение плана скоростей при крайнем положении............................8
1.2.3.Определение угловых скоростей..............................................................8
1.2.4. Построение плана ускорений при крайнем положении шатуна..............9
1.2.5. Построение плана ускорений при рабочем ходе....................................10
1.2.6. Определение угловых ускорений............................................................11
1.3 Построение кинематических диаграмм......................................................11
1.4 Силовой анализ...........................................................................................12
2. Исследование зубчатого механизма................................................16
2.1 Исходные данные для расчёта эпициклического механизма.................16
2.2 Геометрический синтез планетарного механизма..............................16
2.3 Графический метод кинематического анализа..................................17
2.4 Расчёт параметров корригированных зубьев....................................18
3.1 Список использованной литературы..............................................20
Введение.
Курсовая работа состоит в следующем:
1. Исследование стержневого механизма, которая включает кинематический и силовой анализ (структура механизма планы скоростей и ускорений, планы сил, рычаг Жуковского).
Таблица исходных данных для проектирования рычажного механизма.
Размеры звеьев рычажного механизма lOAм0,10 lABм0,46 lBCм0,33 xм0,34 yм0,06 lBDм1,50Массы звеньев рычажного механизмаm2кг17m3кг21m4кг90m5кг450Масса перемещаемого материалаmМкг900Моменты инерции звеньев JS3кгм21,1 JS2кгм20,6 JS4кгм242 JДВкгм20,02Сила сопротивления FcкН1,4Положение кривошипа при силовом расчёте φград60 2.Исследование зубчатого механизма включает геометрический синтез эвольвентного зацепления и эпициклического механизма, а также кинематическое исследование зубчатого механизма.
Частота вращения электродвигателяnДВоб/мин1500Частота вращения кривошипаn1=nPоб/мин200Модуль зубчатых колёс планетароной ступени редуктораm1мм4Число зубьев колёс простой передачиZa-12Zb-20Модуль зубчатых колёс Za, Zbmмм5
1. Исследование рычажного механизма
1.2 Структурное исследование
Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева W==Зn-2р5-р4, где n-число подвижных звеньев; P5 - числе низших кинематических пар (пятого класса); P4- число высших кинематических пар (четвертого класса ) В рассматриваемом шестизвенном механизме число подвижных звеньев n=5. Следовательно P5=7. Кинематических пар четвертого класса в данном механизме нет, т.е. P4 =0. Подставляя эти значения в формулу получим W=3*5-2*7 =1.
Рис.1
Таблица звеньев
Табл. 1
№ п/п
Наименование звеньев0
Стойка
1Кривошип2Шатун3Шатун4Шатун5
5Ползун3
Шатун
4
Шатун
5
Ползун
6Стойка
Таблица кинематических пар Табл.2
Обозначение КП
Звенья, входящие в КПНаименование КП
Класс КП
О
0-1
Вращательная
5
А
1-2
Вращательная
5
B1
2-3
Вращательная
5
В2
3-4
Вращательная
5
C1
3-0
Вращательная
5
D14-5
Вращательная
5
D2
5-0
Поступательная
5
Разложение механизма на группы Ассура.
Механизм 1-го класса
Группа Accурa 2-го 2-го класса 2-го порядка
Формула строения механизма: 1(0,1)→22(2,3)→22(4,5)
1.2 Кинематическое исследование
Выбираем масштабный коэффициент длины для построения плана положений. Масштабный коэффициент длины определяется из выражения μℓ=ℓ/ℓ, , где ℓ - истинная длина; ℓ - масштабная длина звена на чертеже.
μℓ=0,09/25=0,0036м/мм;
1.2.1. Построение плана скоростей при рабочем ходе.
Для механизма первого класса определяем скорость т.A:
VA=ω1ℓOA, где ω1=2πn/30=2*3,14*200/30=42рад/с, поэтому VA= ω1ℓOA=42*0,10=0.42м/с;
Выбираем на плоскости произвольную точку P - полюс плана скоростей. Полюс P является началом плана скоростей. Изобразим скорость VA отрезком pa, равным по величине 40 мм. Считаем величину масштаба скоростей:
μV=VA/pa=0.42/40=0,0945
Отрезок pa направлен перпендикулярно к кривошипу в сторону его вращения. Рассмотрим кривошипно-ползунный механизм. В нём определим скорость VB.
Исследуем движение т.В сначала по отношению к т.А, а затем по отношению к т.С, запишем векторные уравнения:
(1) Точка с неподвижна, поэтому VС=0. Скорость звена BA, VBA, направлена перпендикулярно шатуну 2. Скорость звена ВС, VBC, направлена перпендикулярно шатуну 3.
Исследуем движение т.D сначала по отношению к т.B, а затем по отношению к т.С, запишем векторные уравнения:
(2)
1.2.2. Построение плана скоростей при крайнем положении ползуна
Построение ведём в той же последовательности, что и при рабочем ходе.
Масштаб построений такой же μV=0,0945;
Скорость точки А определена ранее и равна VA= 3,78 м/с.
VB=0; VC=0; VD=0; VS1=0; VS3=0; VS4=0; VS5=0;
Для нахождения линейных скоростей центров тяжести звеньев воспользуемся теоремой подобия. Согласно теореме подобия (на плане скоростей) определим центры относительных скоростей звеньев и соединим их с полюсом- это и будут искомые линейные скорости центров тяжести звеньев.
1.2.3. Определение угловых скоростей
При определении угловых скоростей ω, а также угловых ускорений ε и моментов сил инерции Mu условимся направление по часовой стрелке считать положительным, а против часовой стрелки - отрицательным.
Угловая скорость звена 1 ω1 была определена выше. Она направлена по часовой стрелке и равна 42 с-1.
Угловая скорость звена 2 направлена по часовой стрелке и равна относительной скорости VAB, деленной на длину звена AB т.е.
ω2=VAB/ℓAB=ab*μV/ℓAB=30,2*0,0945/0,46=7,37рад/с;
Угловая скорость звена 3 направлена по часовой стрелке и равна относительной скорости VВС, деленной на длину звена ВС т.е.
ω3=VВС/ℓВС=bс*μV/ℓВС=43*0,0945/0,33=13,7рад/с;
Угловая скорость звена 4 направлена по часовой стрелке и равна относительной скорости VDB, деленной на длину звена DB т.е.
ω4=VDB/ℓDB=db*μV/ℓDB=12,9*0,0625/1,5=0,86рад/с;
Угловая скорость звена 5 ω5=0; так как ползун 5 движется поступательно.
1.2.4 Построение плана ускорений при крайнем положении шатуна
Для механизма первого класса определяем ускорение центра шарнира А
aA= ω12*ℓOA=422*0,10=159м/с2
Выбираем произвольно на плоскости точку π -полюс плана ускорений. Полюс π является началом плана ускорений. Ускорение аА изобразим отрезком πа=70мм. При этом масштаб плана ускорений будет равен: μа=аа/ πа=.
Из полюса π плана ускорении проводим отрезок πа параллельно АО в направлении от точки А к точке О, так как центром вращения является точка О.
В группе Ассура (2,3) определяют сначала ускорение aB точки B. Рассматривая движение точки B сначала по отношению к т.А, а затем по отношению к т.С, запишем два векторных уравнения:
(3)
Нормальное ускорение aBAn направлено параллельно звену ВА, от В к А. Тангенциальное ускорение aBAt направлено перпендикулярно звену ВА.
Нормальное ускорение aBСn направлено параллельно звену ВС, от В к С. Тангенциальное ускорение aBСt направлено перпендикулярно звену ВС.
В группе Ассура (3,4) определяют сначала ускорение aD точки D. Рассматривая движение точки D сначала по отношению к т.B, а затем по отношению к т.С, запишем два векторных уравнения:
(4)
Нормальное ускорение aDBn направлено параллельно звену DB, от D к B. Тангенциальное ускорение aBAt направлено перпендикулярно звену DB.
Кориолисово ускорение aBСк =0, т.к. ползун движенся поступательно. Тангенциальное ускорение aBСt направлено перпендикулярно DС.
1.2.5. Построение плана ускорений при рабочем ходе
Для механизма первого класса ускорение центра шарнира А определено ранее: aa=159м/с2. Выбираем произвольно на плоскости точку π - полюс плана ускорений. Полюс π является началом плана ускорений. Ускорение aa изобразим отрезком πа=100мм.
Масштаб плана ускорений равен: μа=1,59
Из полюса π плана ускорений проводим отрезок πа параллельно АО в направлении от точки А к точке О, так как центром вращения явл. точка О.
anBC=0; aDBn=0; Тангенциальное ускорение aBСt направлено перпендикулярно звену ВС. Тангенциальное ускорение aBAt направлено перпендикулярно звену ВА. Тангенциальное ускорение aBСt направлено перпендикулярно DС.
Вектор aBAn нормального ускорения точки B, возникающего при вращении шатуна 2 относительно точки А, направлен по АВ от точки B к точке А. Величина этого ускорения равна: aBAn=
Вектор aBAt тангенциального ускорения точки B в её движении относительно точки A направлен перпендикулярно к линии АВ.
Вектор aBCn нормального ускорения точки B, возникающего при вращении шатуна 3 относительно точки C, направлен по BC от точки B к точке C. Величина этого ускорения равна: aBCn=
Вектор aBAt тангенциального ускорения точки B в её движении относительно точки C направлен перпендикулярно к линии BC.
Величина ускорения: aDBn=
Вектор aDBt направлен перпендикулярно к линии DB.
Согласно теореме подобия: точки на плане звена и соответствующие точки на плане скоростей или ускорений образуют подобные фигуры или пропорциональные отрезки. Центры тяжести находят из следующих условий: у звеньев они находятся на середине, а у ползуна совпадает с центром шарнира. 1.2.6. Определение угловых ускорений
Так как ведущее звено вращается с постоянной скоростью, то угловое ускорение ε1=0. Угловое ускорение звена 2 равно тангенциальному ускорению aBAt делённому на длину звена АВ.
aBAt=μа*ℓаВАt=1,59*50=79,5м/с2; ε2=aBAt/ℓВА=79,5/0,46=209с-2; Угловое ускорение звена 3 равно тангенциальному ускорению aBСt делённому на длину звена ВС.
aBСt=μа*ℓаВСt=1,59*34=54,06м/с2; ε3=aBСt/ℓВС=54,06/0,33=180с-2; Угловое ускорение звена 4 равно тангенциальному ускорению aDBt делённому на длину звена DВ.
aDBt=μа*ℓаDBt=1,59*23=36,57м/с2; ε4=aDBt/ℓDB=36,57/1,5=26с-2; ε5=0, так как ползун 5 движется поступательно.
1.3 Построение кинематических диаграмм
Построение кинематических диаграмм основано на правилах графического дифференцирования и интегрирования.
Начинаем с построения графика перемещений S=S(t). Построим оси координат S,t и на оси абсцисс отложим отрезок ℓ, который в масштабе μt будет изображать время Т одного оборота кривошипа.
Масштаб времени находим по формуле: μt=T/(nℓ). Длину отрезка ℓ примем
равным 120 мм. Тогда μt=T/(nℓ)=60/(120*120)=0,0042c/мм.За начало отсчёта принимаем момент, при котором кривошип занимает крайнее положение (положение 0). Отрезок ℓ разбиваем на равные части. Из точек деления 1, 2, 3,... проводим ординаты. Масштаб по оси ординат равен μS=0,004м/мм
Диаграммы скоростей и ускорений точки D построим путём последовательного графического дифференцирования сначала диаграммы перемещений
S = S(t), а затем диаграммы скоростей V = V(t). Для удобства диаграммы V = V(t) и а = a(t) располагаем последовательно под диаграммой S = S(t) и точки деления на горизонтальной оси диаграммы перемещений сносим на оси абсцисс диаграмм скоростей и ускорений. Графики V = V(t) и а = a(t) строим методом хорд.
При дифференцировании графика S = S(t) примем H1 =30 мм. Тогда
μV=μS/(μtH1)=0,004/(0,0042*30)=0,032м/смм.
При дифференцировании графика V = V(t) примем Н2=10 мм. Тогда
μа=μV/(μtH2)=0,032/(0,0042*10)=0,762м/с2мм.
1.4 Силовой анализ
При выполнении силового расчета исходить из следующих условии:
> Вес звеньев определять из соотношения:
G=g*m, где m-масса звена в кг; g = 9,8 м / с2 ускорение свободного падения;
> Вес входного звена не учитывать;
> Центры тяжести звеньев находятся на середине их длины;
> Моменты инерции звеньев: JS2=0,6 кг*м2; JS3=1,1 кг*м2; JS4=42 кг*м2 Кинетостатический расчет механизма начинаем с группы, наиболее удаленной от ведущего звена, и проводим его в такой же последовательности, как разделение на группы Ассура при структурном анализе механизма.
Расчет группы 4-5 (BD). Сила тяжести звена 5-G5 приложена в его центре тяжести и направлена вертикально вниз. G5=g*m5=9,8*1350=13230 Η ;
Сила тяжести звена 4-G4 приложена в его центре тяжести и направлена вертикально вниз.
G4=g*m4=9,8*90=882 Η ;
Так как группа освобождена от связей, вместо них надо приложить соответствующие реакции, а именно:
FC - сила сопротивления, направлена против движения ползуна, FC =1400 Η.
Реакция F05 действует со стороны звена 0 на звено 5, реакция F34 действует в шарнире B со стороны звена 3 на звено 4. Реакция F34 не известна по величине, но известна по направлению. Раскладываем её на две составляющие - тангенциальную F34t, направленную перпендикулярно звену ВD и нормальную F34n, направленную вдоль звена BD. Сила инерции звена 5 Fu5 приложена в точке D и направлена противоположно as5 и равна по величине Fu5=m5aS5 при m5=1350кг, as5 нахожу на плане ускорений as5=ℓas5*μa=11*0,8929=9,8м/с2; Fu5=1350*9,8=13230H.
Сила инерции звена 4 Fu4 приложена в точке S4 и направлена противоположно as4 и равна по величине Fu4=m4aS4 при m4=90кг, as4 нахожу на плане ускорений as4=ℓas4*μa=18*0,8929=16м/с2; Fu4=90*16=1440H.
Момент сил инерции звена 4 Mu4=JS4*ε4=17,9*42=751,8Hм.
Рассматриваем равновесие всей группы в целом и определяем реакцию F45 Поскольку группа находится в равновесии, геометрическая сумма всех сил, действующих на её звенья, равна нулю:
F05hF45-G4hG4-Fu5hFu5-FChFc-G5hG5+Fu4hFu4-Mu4/μℓ=0;
hF45=366мм.; hG4=183,2мм.; hFc = hFu5=80,5мм.; hG5=366мм.; hFu4=155мм.
F05=(882*183,2+13230*80,5+1400*80,5+13230*366-1440*155+187950)/366=16793H Строим план сил в масштабе μF=168H/мм. Из силового многоугольника определяем силу F34=ℓF34*μa=168*95=15960H.
Расчет группы 2-3 (AВС). Звенья этой группы находятся под действием следующих сил. В точке С со стороны звена 0 на звено 3 действует сила F03. Сила тяжести звена 3 приложена в его центре и направлена вертикально вниз:
G3=g*m3=9,8*21=205,8H.
Сила инерции звена 3 Fu3 приложена в точке Sз и направлена противоположно as3, и равна по величине Fu3=m3as3 при m3=21кг.
aS3=πs3*μa=15*0,8929=13,4м/с2.
Fu3=21*13,4=281,4H.
Момент сил инерции звена 3 определяется по формуле:
Mu3=JS3*ε3=1,1*5,5=6,05Hм.
Момент Mu3 направлен противоположно угловому ускорению, т.е. против часовой стрелки.
В точке A со стороны звена 1 на звено 2 действует сила F12. Сила тяжести звена 2 приложена в его центре и направлена вертикально вниз:
G2=g*m2=9,8*17=166,6H.
Сила инерции звена 2 Fu2 приложена в точке S2 и направлена противоположно as2, и равна по величине Fu2=m2as2 при m2=17кг.
aS2=πs2*μa=49*0,8929=43,8м/с2.
Fu2=17*43,8=744,6H.
Момент сил инерции звена 2 определяется по формуле:
Mu2=JS2*ε2=0,6*85,4=51,2Hм.
Момент Mu2 направлен противоположно угловому ускорению, т.е. против часовой стрелки.
Рассматриваем равновесие каждого звена в отдельности. Рассматриваем равновесие звена 3. Поскольку группа находится в равновесии, геометрическая сумма всех сил, действующих на звено, равна нулю:
F03t*hF03-Fu3hFu3-G3hG3-Mu3/μℓ=0;
Значения плеч снимаем с чертежа: hF03=82,2мм.; hFu3=1мм.; hG3=4,7мм.;
F03t=(281,4*1+205,8*4,7+1512,5)/82,2=34H.
Рассматриваем равновесие звена 2.
F12t*hF12-Fu2hFu2+G2hG2+Mu2/μℓ=0;
hF12=115,9мм.; hFu2=56мм.; hG2=44,3мм.;
F12t=(744,6*56-166,6*44,3-12800)/115,9=186H.
Строим план сил в масштабе μF=133H/мм.
Из силового многоугольника определяем силу F12=ℓF12*μa=133*136=18088H.
Расчёт ведущего звена.
Определим FУР, рассмотрев равновесие кривошипа. Для расчёта FУР приложенной в точке А кривошипа и направленной перпендикулярно к нему, возьмём сумму моментов относительно точки О:
-FУРℓOA+F21h=0
FУР=18088*24,7/25=17871H.
MУР= FУРOA=17871*0,1=1787Hм
Построение рычага Жуковского
Разворачиваем план скоростей на 900. Находим плечи инерции:
hu2=Mu2/Fu2=51,2/744,6=0,07м.
hu3=Mu3/Fu3=6,05/281,4=0,02м.
hu4=Mu4/Fu4=751,8/1440=0,52м.
Пишу уравнение моментов сил относительно полюса Ρ плана скоростей. -FурhFур+(FC+Fu5)h+G4hG4-Fu3hFu3+G2hG2+Fu4hFu4+Fu2hFu2=0;
Делая замеры на чертеже имеем:
hFур=80мм.; h=93мм.; hG4=5мм.; hFu3=8мм.; hFu4=34мм.; hFu2=16мм; hG2=25мм.
Fур=(166,6*25+882*5+14630*93+1440*34+744*16-281*8)/80=17847H.
2.Исследование зубчатого механизма.
2.1 Исходные данные для расчёта эпициклического механизма.
Зубчатый механизм с одноступенчатой планетарной и простой передачей:
Частота вращения электродвигателя: nдв=1200об/мин;
Частота вращения кривошипа: np=120об/мин;
Модуль зубчатых колёс планетарного механизма: m1=3мм;
Модуль зубчатых колёс Za и Zb: m=4мм;
Число зубьев колёс простой передачи: Za=14; Zb=28.
2.2 Геометрический синтез планетарного механизма.
1. Передаточное отношение редуктора найдём по формуле:
iред=nдв/np=1200/120=10;
iред=iab*iпл-м; iab=zb/za=28/14=2;
iпл-м=10/2=5;
2. Подбираем число зубьев планетарного однорядного механизма:
Из условия соосности: Z3=Z1+2Z2 и формулы передаточного отношения: i(3)1H=1+Z3/Z1;
i(H)13=-3<0;
i(H)13=-B/A; B=3; A=1;
Проверяем существование решения:
sin(π/3)=0,866>
Определяем число зубьев при n=0; k=3;
p=24; Z1=18; Z2=18; Z3=54;
Проверяем условие соседства:
sin(π/3)>
Из условия сборки:
q=
При p=24; q=30.
3. Определяем радиусы по делительной окружности:
2.3 Графический метод кинематического анализа механизма.
Составляют в масштабе картину скоростей механизма по найденным радиусам, отмечают на ней характерные точки (центры колёс) - О1; О2; О3; Оа; ОВ; ОН и полюсы их зацепления - точки А и С.
Эти точки переносят на базисную вертикальную линию - ось радиусов r. Определяют линейные скорости точеки А: V=ωr; rа=28мм; VA=πnдвr1/30=3,14*1200*0,028/30=3,517м/с;
Масштабный коэффициент построений μV=VA/Aa=3,517/60=0,0586м/с/мм; Длина отрезка скорости Va равна 60мм. Приступают к построению плана частот вращения. Ставят полюс Р и вертикально ставят точку К. Отрезок РК=h=60мм.
Масштаб плана частот вращения:
μn=30μV/(πμSh)=30*0,0586/(3,14*0,0012*60)=7,776
n1=S1μn=80*7,776=622,08об/мин
n2=S2μn=38*7,776=295,488об/мин
nH=SHμn=14,5*7,776=112,752об/мин
na=Saμn=158*7,776=1228,608об/мин
nB=SBμn=80*7,776=622,08об/мин
2.4 Расчёт параметров корригированных зубчатых колёс.
m=4мм; P=πm; P=12,56мм;
Угловой шаг:
Za=14; ZB=28; τ1=2π/Za=2*3,14/14=0,449; τ2=2π/ZB=2*3,14/28=0,224;
Радиус делительной окружности:
Радиус основной окружности(при α=200):
Относительное смещение инструментальной рейки при нарезании колёс:
Толщина зуба по делительной окружности:
Межосевое расстояние и угол зацепления:
inv200=0,014904
Радиус начальной окружности:
Радиус окружностей впадин:
Радиус окружностей вершин:
Длина активной части линии зацепления:
g=r2a 1-r2в1 + r2a 2-r2в2- aw sin w=
=
Коэффициент перекрытия:
εα=gα/(πmcosα)=16,75/(3,14*4*cos200)=1,42
3. Список использованной литературы.
1. Недоводеев В.Я. Кинематическое исследование и синтез планетарных зубчатых механизмов. Методические указания к курсовому проекту по теории машин и механизмов. Ульяновск, 1988г., 23с.
2. Недоводеев В.Я. Теория механизмов и машин. Методические указания и задания к курсовому проекту для студентов машиностроительных специальностей. Ульяновск, 2000г., 28с.
3. Недоводеев В.Я. Структурный, кинематический и силовой анализ плоских рычажных механизмов. Ульяновск, 1990г., 35с.
2
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
32
Размер файла
298 Кб
Теги
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа