close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

2-6р

код для вставкиСкачать
Министерство общего и профессионального образования РФ
Ульяновский государственный технический университет
Пояснительная записка
к курсовому проекту по "теории механизмов и машин"
Выполнил студент гр. Атд-21
Руководитель Недоводеев В.Я.
Ульяновск 2002
СОДЕРЖАНИЕ
1. Задание на курсовую работу 32. Введение33.Исходные данные для расчета рычажного механизма
4. Исходные данные для расчета зубчатого механизма45. Исследование рычажного механизма
5.2.Структурноеисследование рычажного механизма
5.2.1. Определение степени подвижности рычажного механизма
5.2.2.Разложение рычажного механизма на группы Ассура55.3. Кинематический расчет механизма 75.3.1 Кинематические диаграммы движения поршня75.3.2 Построение плана скоростей 73.3.3. Планы ускорений 83.4. Силовой расчет рычажного механизма 94. Исследование зубчатого механизма
4.1. Исходные данные для расчета зубчатого механизма 114.2. Расчет зубчатого механизма ..........................................114.3. Подбор чисел зубьев планетарного механизма ...........124.4. Картина скоростей ...............................................124.5. Планы частот вращения ........................................135.Список литературы .....................................................14
1. Задание на курсовую работу
"По теории механизмов и машин"
Студенту гр.
Исследование рычажного и зубчатого механизмов
Содержание графической части (формат А1)
1 лист. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма (план скоростей, ускорений, план сил).
2лист. 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 планетарного зубчатого механизма.
5.Литература.
Дата выдачи задания Срок выполнения
Руководитель
2.Введение.
Данный курсовой проект заключается в исследовании и проектировании
механизма, изображенного на рис.1, включающего двигатель, рычажный, зубчатый и кулачковый механизмы.
Исследование рычажного механизма заключается в расчете кинематических диаграмм, построении планов скоростей и ускорений для крайнего и рабочего положений, а также расчете входного звена и структурной группы Ассура в этих положениях.
Расчет зубчатого механизма начинается с проектирования планетарного механизма составляющего часть зубчатого. Проектирование планетарного механизма заключается в определении числа зубьев зубчатых колес входящих в его состав. Расчет зубчатого механизма заключается в построении картины скоростей и плана частот вращения соответствующих точек зубчатых колес механизма.
Кулачковый механизм в данной курсовой работе не рассматривается.
nдв nк
nдв
рис.1 Блок-схема проектируемого механизма
2. Исходные данные для расчета рычажного механизма
lОА0,09lOB0,35lВС0,64lCD0,21h20,28l10,41l20,30lBS0,34lDS0,11h10,15m320m560JS30,82Jдв0,06FРЕЗ2,4φ1120 3.Исходные данные для проектирования зубчатого механизма
Таблица 2
ПараметрОбозначениеЕдиницаЗначениеЧастота вращенияnДВоб/минЧастота вращения коленчатого валаn1=npоб/минЧисло зубьев колес простой ступениzaммЧисло зубьев колес простой ступени zb
мм
Модуль зубчатых колес za,zbmммМодуль зубчатых колес планетарного редуктораm1мм 4. Структурное исследование рычажного механизма
1.1.Структурный анализ
рис.1 Схема стержневого механизма
4.1.Определяем степень подвижности механизма.
Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева
W = 3*n - 2*p5 - p4
где:
W - число степеней подвижности механизма n - число подвижных звеньев р5 - число низших кинематических пар (пятого класса)
р4 - число высших кинематических пар (четвертого класса)
В рассматриваемом шестизвенном механизме число подвижных звеньев n=5
( таблица 1).
Таблица 1
Таблица звеньев
№№
поз.Наименование звена1Кривошип2,4Шатун3,5Поршень6Опора
В числе низших кинематических пар имеем 5 вращательных (шарниров) -в точках A,B,D,C,E и две поступательных кинематических пары (таблица 2), соединяющих ползуны 3 и 5 с неподвижной направляющей (стойкой).Следовательно, p5=7.Кинематических пар четвертого класса в данном механизме нет, т.е. р4=0.
Подставляя эти значения в формулу, получим:
W=3*5-2*7=15-14=1
4.2.Разложение механизма на группы Ассура.
При разложении механизма на группы Ассура следует начинать отделение с последней группы, наиболее отдаленной от ведущего звена.
Группы 2-3 (АВ),4-5(CD),наиболее удалены от кривошипа (рисунок 2).
Группа 2-3 (АВ) содержит два звена 2 и 3 и три кинематические пары - поступательную, соединяющую ползун 3 с неподвижной направляющей, вращательную в точке А и вращательную в точке В - и относится ко второму классу ( таблица 2,рис.3).
Таблица 2
Таблица кинематических пар
ОбозначениеЗвеньяВид движенияКлассо6-1Вращательное5а1-2Вращательное5c1-4Вращательное5b2-3Вращательное5d4-5Вращательное5e3-6Поступательное5f5-6Поступательное5
Группа 4-5 (СD) содержит два звена 4 и 5 и три кинематические пары - поступательную, соединяющую ползун 5 с неподвижной направляющей, вращательную в точке С и вращательную в точке D - и относится ко второму классу , второму порядку (таблица 2, рис. 4).
Следующая группа Ассура 1 - 6 (АОС) содержит звенья 1 и 6 и вращательную кинематическую пару в точке О она также является группой первого класса ( таблица 2,рис. 5 ).
Формула строения рычажного механизма:
22(2,3) 1 ( 1,6 ) 22 (4,5)
1.3. Кинематический анализ рычажного механизма.
Рабочий ход механизма осуществляется тогда, когда ползун движется влево.
Данные необходимые для расчета кинематических диаграмм, планов скоростей, ускорений и силового расчета :
n1 = 100 об/мин ; 1=*n1/30 = 3.14*100/30 =10.47 c-1 .
1.3.1 Кинематические диаграммы движения ползуна
Диаграмму перемещений строим, замеряя соответствующие перемещения ползуна и откладывая их вдоль оси перемещений.
Для построения диаграммы скоростей используем метод графического дифференцирования ( метод хорд ). Диаграмма скоростей выполняется в масштабе v для того чтобы привести в соответствие с истинными значениями, а для построения диаграммы ускорений продифференцируем графически диаграмму перемещений. Диаграмма ускорений выполняется в масштабе, а для того чтобы привести в соответствие с истинными значениями. 1.3.2 Планы скоростей.
План скоростей строится для определения графическим методом скоростей характерных точек и звеньев механизма.
План скоростей выполняется в масштабе v для того чтобы привести в соответствие с истинными значениями.
v = ;
V a =1* OA =10.47*0.09=0.94 м/с.
Масштабный коэффициент плана скоростей будет:
v =0.943/80=0.012 м/мм*с.
Построение плана скоростей выполняем в соответствии с системой уравнений:
{VB=VA+VBA
{VB=VC+VBC (VC=0) ;
{VD=VB+VDB
{VD=VD0+VDD0 (VD0 =0). Из плана скоростей определяем графическим методом скорости характерных точек и звеньев механизма:
VBA=v ab=0.012*35=0.42м/с;
VDB=vbd=0.012*5=0.06 м/с;
VB= VBC=v pb=0.012*168=2.02 м/с;
VD=VDD0=v pd=0.012*172=2.06 м/с.
Определим угловые скорости звеньев. Угловая скорость звена 1 1 была определена выше. Она направлена по часовой стрелке и равна 10.47 с-1 .Угловые скорости остальных звеньев найдем по формулам:
=VBA/lOB=0.42/0.35= 1.2c-1;
= VBC/lBC=2.02/0.64= 3.16c-1;
= VDB/lCD=0.06/0.21 =0.29 c-1.
1.3.3 Планы ускорений.
Для определения ускорений характерных точек и звеньев механизма план ускорений строится план ускорений в масштабеa , для того, чтобы привести в соответствие с истинными значениями. Масштабный коэффициент находится аналогично плану скоростей:
аа=12* lOA =10.472*0.09=9.87 м/c2; a=9.87/143=0.069 м/мм*с2.
Полное ускорение звеньев механизма складывается из нормальной и тангенсальной составляющей и находится по формуле:
а =;
Построение плана ускорений выполняем в соответствии с системами уравнений. Для определения ускорения точки B напишем два векторных уравнения: {aB=aA+anBA+atBA;
{aB=aC+anBC+atBC (aC=0);
Определим нормальные ускорения anBA и anBC:
anBA= VBA 2/lOB= 0.422/0,35=0.51 м/c2;
anBC= VBC 2/lBC= 2.022/0,64=6.38 м/c2.
Рассмотрим следующие два уравнения для определения ускорения точки D:
{aD=aB+anBD+atBD;
{aD=aD6+akDD6+atDD6 (aD0=0, anDD0=0) . Найдем нормальное ускорение an BD:
an BD= VDB 2/ lCD= 0.062/0,21=0.017 м/c2.
Определим длину отрезков на плане ускорений:
an1=anBA/a=0,51 / 0,069=7.4 мм;
bn2=anBC/a =6,38/0,069=92.5мм;
bn3=anDB/a =0.017/0,069=0.25мм .
Определим тангенсальное ускорение:
atBA=a n1b=2.5*25=62.5 м/c2; atBC=a n2b=2.5*4=10 м/c2;
atBD=a n3d=2.5*42=105 м/c2.
Найдем ускорение aB и aD:
aB=a b=2.5*82=205 м/c2;
aD=a d=2.5*47=117.5 м/c2.
Ведущее звено 1 вращается с постоянной скоростью, поэтому его угловое ускорение 1=0. Найдем угловые ускорения остальных звеньев:
= atBA/lBA = 62.5/0,35= 148.81 c-2;
=atBC/lBC=10/0,64= 28.57 с-2;
=atDB/lDB=105/0,21= 75 с-2.
1.4. Силовой расчет механизма.
Целью силового расчета является определение реакций в кинематических парах. Силовой расчет выполнен по принципу Даламбера, cогласно которому к звеньям механизма условно прикладываются силы инерции звеньев, моменты сил инерции, и все внешние силы (кроме сил трения). Считаем динамическую систему статической, т.е. неподвижной и решаем ее уравнениями кинетостатики используя аксиомы и теории статики в том числе условия равновесия сил: сумма всех сил действующих на звено равна нулю. Силовой расчет начинаем от структурной группы. Определяем силы инерции, моменты инерции по формулам:
G4=m4*g=20*10=200H; G5=m5*g=60*10=600 H;
Fи5= m5*as5 = 60*129=7740H;
Mи5 =0 ;
Fи4= m4*as4 =20*121=2420H;
Mи4 = - Js4*E4=35*75=225 Н*м .
Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки D:
MD = 0;
Fи4*hFи4- Ft2,4*hFt+ G4*hG4- Mи4=0.
Выразим из уравнения Ft2,4:
Ft2,4=(10285*0.65+850*1.16-225)/1,2=7214.1H.
Масштабный коэффициент будет равен:
F= 7214.1/12=600 Н/мм . Найдем F2,4: Fn2,4=F F=600*24=14400Н;
F2,4 =F F=600*7=2800Н.
Определим моменты инерции и силы инерции второго и третьего звена:
G3 = m3*g=20*10=200H;
G2 = m2*g=18*10=180H;
Mи2 = - Js2*=0,5*148.81=74.4Н*м;
Fи2 = m2*as2 =18*76=1368H;
Mи3=-Js3*=1*28.57=28.57Н*м;
Fи3 = m3*as3 = 20*116=2320H .
Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки В:
MB(2) = 0;
Ft1,2*hF1,2 -Mи2+G2*hG2 - Fи2*hFи2 = 0.
Выразим из уравнения Ft1,2:
Ft1,2=(74.4+1368*0,42-180*0,26)/0,42=1433.7H;
MB(3) = 0;
Ft0,3* hF0,3 - G3*hG3 -Fи3*hFи3 -Mи3=0.
Выразим из уравнения Ft0,3:
Ft0,3=(28.57+2320*0,47+200*0,02)/0,35=3208.49H
Масштабный коэффициент будет равен:
F =2320/3.8=600 Н/мм ;
Fn0,3=F F=600 *186=111600H;
Fn1,2=F F=600 *137=82200H;
F0,3=F F=600 *186=111600H.
Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки O: MO = 0;
Mур-F2,1*hF2,1=0.
Из этого уравнения определяем уравновешивающий момент:
Mур= F2,1*hF2,1=82200*0.2=16440 Н*м.
Уравновешивающий момент является тормозящей нагрузкой, т.к. он направлен в сторону, противоположную направлению угловой скорости.
4
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
39
Размер файла
202 Кб
Теги
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа