close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

6-3

код для вставкиСкачать
 Ульяновский Государственный Технический
Университет
Кафедра "Основы проектирования машин
и автомобилестроение"
Расчётно-пояснительная записка
к курсовому проекту по ТММ
Студент группы АХду-11________________Чехонин А.А.
Консультант_______________________ Недоводеев В. Я.
Ульяновск 2005г
Задание на курсовую работу
"По теории механизмов и машин"
Студенту гр. АХду-11 Чехонину Андрею Александровичу_____________
Исследование рычажного и зубчатого механизмов.
Содержание графической части (формат А1).
1лист. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма (план скоростей, план 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. Схемы механизмов, структура и исходные данные для проектирования.
3. Кинематический анализ рычажного механизма.
4. Силовой анализ рычажного механизма.
5. Синтез зубчатого механизма.
6. Построение эвольвенты.
7. Список использованной литературы.
Дата выдачи задания 24.02.05__________________
Срок исполнения 27.05.05__________________
Руководитель Недоводеев В.Я.___________
СОДЕРЖАНИЕ
1. Техническое задание для курсового проекта ..................................... 4
2. Схемы механизмов, структура и исходные
данные для проектирования ..........................................................4
2.1. Исходные данные для расчёта рычажного механизма ............................5
2.2. Структурный анализ рычажного механизма ........................................6
3. Кинематический анализ рычажного механизма ....................................8
3.1. Кинематические диаграммы движения ползуна ....................................8
3.2. Планы скоростей ......................................................................8
3.3. Планы ускорений ......................................................................9
4. Силовой анализ рычажного механизма .............................................11 4.1 Рычаг Жуковского....................................................................12
5. Синтез зубчатого механизма ..............................................................13
5.1. Исходные данные для расчёта эпициклического механизма...............13
5.2. Геометрический синтез планетарного механизма..............................13
5.3. Графический метод кинематического анализа механизма...................16 5.4. Расчет параметров корригированных зубчатых колес........................16
6. Построение эвольвенты...................................................................................19
7. Список использованной литературы...............................................20
1. Техническое задание для курсового проекта
Данный курсовой проект заключается в исследовании и проектировании рычажного и зубчатого механизмов.
Исследование рычажного механизма заключается в расчёте кинематических диаграмм, построений планов скоростей и ускорений для крайнего и рабочего положений, а также расчёте входного звена и структурной группы Ассура в этих положениях.
Расчёт зубчатого механизма начинается с проектирования планетарного механизма, составляющего часть зубчатого. Проектирование планетарного механизма заключается в определении числа зубьев зубчатых колёс, входящих в его состав. Расчёт зубчатого механизма заключается в построении картины скоростей и плана частот вращения соответствующих точек зубчатых колёс механизма.
Кулачковый механизм в данном курсовом проекте не рассматривается. Рис.1. Блок-схема проектируемого механизма
2. Схемы механизмов, структура и исходные данные для проектирования
2.1. Исходные данные для расчёта рычажного механизма
Механизм состоит (рис.2.1) из кривошипно-ползунного механизма, ползун которого является поршнем, совершающим возвратно-поступательное движение в цилиндре с автоматическими клапанами.
Рис. 2. Схема одноцилиндрового двигателя внутреннего сгорания
(1-кривошип, 2,4-шатун, 3,5-ползун, 6-стойка).
Исходные данные для проектирования рычажного механизма
Таблица 1.
Размеры звеньев рычажного механизма
lAS2=lCS4=lAB/3lOА=lOCм0,05lAB=lCD"0,17Частота вращения коленчатого валаn1=nДВоб/мин5200Массы звеньевm2=m4кг0,34m3=m5"0,34Моменты инерции звеньевJS1кг·м20,007JS2=JS4"0,002Давление в цилиндреPMAXМПа3,5Диаметр цилиндраdм0,06Положение кривошипа при силовом расчетеφ1град90
2.2. Структурный анализ рычажного механизма
Задача кинематического исследования механизма состоит в том, чтобы найти соответствие между положениями выходных и входных звеньев, т.е. в том, чтобы выразить координаты выходных звеньев через координаты входных, которые удобно принять за обобщённые.
Звенья рычажного механизма.
Таблица 2.
Кинематические пары. Звенья рычажного механизма.
Таблица 3.
W=3*n-2*p5-p4 - Формула Чебышева,
где:
W - число степеней подвижности механизма,
n - число подвижных звеньев,
p5 - число низших пар,
p4 - число высших пар.
W=3*5-2*7-0=1.
Звено 1 примем за входное. Разделим кинематическую схему механизма на начальное звено (Рис. 3. (а)) и структурные группы (Рис. 3. (б)).
Рис.3. а)Механизм 1-го класса, б)Группы Ассура 2-го класса, 2-го порядка
Формула строения механизма.
2 (2,3)1(0,1) 2 (4,5)
3. Кинематический анализ рычажного механизма
Рабочий ход механизма осуществляется тогда, когда кривошип совершает вращательное движение.
Данные, необходимые для расчёта кинематических диаграмм, планов скоростей, ускорений и силового расчёта:
n1=5200 об/мин;
1=*n1/30=3,14*5200/30544 рад/с.
3.1. Кинематические диаграммы движения ползуна
Диаграмму перемещений строим, замеряя соответствующие перемещения ползуна и откладывая их вдоль оси перемещений:
s=2*1*10-3=2*10-3 м/мм; =2*3,14/18035*10-2 рад/мм.
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. Рассчитаем масштабный коэффициент:
T=60/n1=60/52000,012 c; t=T/180=0,012/180=6,4*10-5 с/мм;
v=s/(Hv*t)=0,0012/(40*6,4*10-5)0,8 м/с/мм.
Для построения диаграммы ускорений продифференцируем графически диаграмму перемещений. Диаграмма ускорений выполняется в масштабе a для того, чтобы привести с истинными значениями. Рассчитаем масштабный коэффициент:
a=v/(Hа*t)=0,8/(40*6,4*10-5)313 м/с2 /мм.
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=параметр/отрезок).
VA=1*LOA=544*0,05=27(м/c),
VC=1*LOC=544*0,05=27(м/c).
Построение плана скоростей выполняем в соответствии с системой уравнений:
VB=VA+VBA(VBA AB)(VBx-x),
VD=VC+VDC(VDC CD)(VDx-x).
Вектор скорости для звена ОА (OC) направлен перпендикулярно этому звену и в направлении вращения. Произвольно на поле чертежа выбираем полюс, где сводим все неподвижные точки звеньев механизма и обозначаем его буквой р. Из точки р проводим вектор VA ( VC) по подсчитанным заранее направлению и величине. Для определения скорости точки В (D) проведём из р вертикаль, т.к. точка В (D) движется по вертикали (на чертеже). Из точки а (с) плана скоростей проводим направляющую вектора pb (рd). Таким образом, отрезок pb (pd) соответствует VB (VD) а отрезок ab (cd) - VAB (VCD).
Для определения характерных точек механизма (центра тяжести исполнительного органа и т.д.) при построении планов скоростей и ускорений воспользуемся принципом подобия:
AS2/AB=as2/ab => as2=cs4=AS2*ab/AB=ab/3=95/332(мм).
Масштабный коэффициент: v=VA/pa=27 /95=0,284(м/c/мм).
Рабочее положение: VB=VD=v*pb=0,284*95=27(м/с).
3.3. Планы ускорений
План ускорений строится для определения графическим методом ускорений характерных точек и звеньев механизма.
План ускорений строится в масштабе a для того, чтобы привести в соответствие с истинными значениями. Масштабный коэффициент находится аналогично плану скоростей.
Полное ускорение звеньев механизма складывается из нормальной и тангенсальной составляющей и находится по формуле:
Построение плана ускорений выполняем в соответствии с системой уравнений:
Тангенсальной составляющей для звена OA (OC) не будет, т.к. OA (OC) движется с постоянной угловой скоростью. Найдём нормальные составляющие по формуле: aA=aС=12 *LAO=5442 *0,05=14797(м/с2 ).
Произвольно на чертеже выбираем полюс, обозначаем его буквой и сводим туда все неподвижные точки звеньев механизма. Откладываем от этой точки параллельно звену OA (ОС) в направлении к центру вращения звена вектор аа (aс) в масштабе. Получаем точку а (с). Находим нормальную составляющую ускорения звена АВ (АС) по формуле: аВА=аDC=22 *LAB=1592 *0,17=4298 (м/с ),
где: 2=VBA/LBA=27/0,17=159 (с-1 ).
Из точки а (с) проведём вектор аВА (аDC) параллельно звену АВ (CD) в направлении точки А (C), из конца полученного вектора проводим аВА (аDC), т.к. мы не знаем величину этого вектора, проводим его перпендикулярно звену АВ (CD) и чертим направляющую ускорения точки В (D) до пересечения с направляющей вектора аВА (аDC). На пересечении этих линий будет расположена точка b (d). Соединим точку a (c) с точкой b (d), получим полное ускорение звена АВ (CD). Ускорения остальных точек найдём аналогично скоростям (для т. s2 воспользуемся формулой подобия аналогично скорости т. s: as2=AS2*ab/AB). Для определения углового ускорения 2-го звена (2=4) воспользуемся формулой:
ε2 Масштабный коэффициент: a=aA/a=14797/100148(м/c/ мм);
Рабочее положение: aB=a*b= 148*29=4292 (м/c );
4. Силовой анализ рычажного механизма
Целью силового расчёта является определение реакций в кинематических парах, а также уравновешивающей силы (уравновешивающего момента) на входном звене. Силовой расчёт выполнен по принципу Даламбера, согласно которому к звеньям механизма условно прикладываются силы инерции звеньев, момент сил инерции, и все внешние силы (кроме сил трения). Считаем динамическую систему статической, т.е. неподвижной, и решаем её уравнениями кинетостатики, используя аксиомы и теории статики, в том числе условия равновесия сил: сумма всех сил, действующих на звено, равна нулю. Силовой расчёт начинаем от структурной группы. Определяем силы инерции, моменты инерции, силы тяжести и угловые ускорения по формулам:
G3 =G5 = m3g = m5g= 0,34 9,81= 3,3 H;
G2 =G4 = m2g = m4g= 0,34 9,81= 3,3 H;
MИ4 =MИ2 = - JS4*4 = - JS2*2 = - 0,002*90541  - 181 Н*м;
FИ4 = FИ2 = - m4 *aS4 = - m2 *aS2 = - 0,34*10064  - 3422 H;
FИ5 = FИ3 = - m5 *aS5 = - m3 *aS3 = - 0,34*4292  - 1459 H;
Fc = Pmax*πd2/4 = 3,5*3,14*602/4 = 9891 Н;
Чертим структурную группу в масштабе l и к ней прикладываем все силы. Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки А, принимая за положительные моменты те, которые направлены против часовой стрелки:
M = 0; R t1,4CD-
Из этого уравнения находим величину силы R t1,4 :
Rt1,4=
M = 0; R t1,2AB-
Из этого уравнения находим величину силы Rt1,2 :
Rt1,2=
Затем начинаем строить замкнутый многоугольник сил. На поле чертежа проводим прямую, параллельную звену линии ОВ (OD), из любой точки этой прямой строим в масштабе F вектор R03 (F = 9891/247 = 40 Н/мм), а за ним и все вектора сил, записанные в уравнении. Затем из конца последнего вектора по направляющей вектора R1,2 (R1,4) замыкаем многоугольник с началом первого вектора.
Чертим план входного звена в масштабе l = 10-3 м/мм и план сил в масштабе F по аналогии с планами структурных групп. Силы инерции входного звена не будет. Затем записываем сумму моментов входного звена:
 MO = 0;
-(R2,1+R4,1)*OК+Мгрур = 0;
Из этого уравнения определяем уравновешивающий момент:
Mгрур = 14560*0,048 = 698,88 Н*м;
Уравновешивающий момент является замедляющей нагрузкой, т.к. он направлен в сторону, противоположную по направлению угловой скорости.
Строим план сил входного звена для того, чтобы определить силы реакций со стороны опоры.
4.1 Рычаг Жуковского
Находим уравновешивающую силу с помощью рычага Жуковского. Для этого разворачиваем план скоростей на 90 и к нему как к жесткому рычагу прикладываем все силы и уравновешиваем M ур. Пишем уравнение моментов сил относительно полюса Р плана скоростей: МР= 0;
Мур = (Fc-Fи3)*ps3 + (Fc-Fи5)*ps5 - Fи2*pК1 - Fи4*pК2 = = (9891-1459)*95 + (9891-1459)*95 - 3422*13 - 3422*13 = 1513108 Н*мм;
Истинный уравновешивающий момент:
Мур ист = Мур*lОА/ОА = 1513108*0,05/95 = 796 Н*м.
5. Синтез зубчатого механизма
5.1. Исходные данные для расчета эпициклического механизма
Рис.4 Схема зубчатого механизма
Зубчатый механизм с двухступенчатой планетарной и простой передачей:
- частота вращения электродвигателя: nдв=2950 об/мин ;
- частота вращения коленчатого вала: n1= np=650 об/мин;
- модуль зубчатых колес планетарного механизма: m1= 3 мм;
- модуль зубчатых колес Zа и Zb: m = 4 мм;
- число зубьев колес простой передачи: Za= 13; Zb= 19.
5.2. Геометрический синтез планетарного механизма
В практике машиностроения одной из наиболее важных проблем является выбор рациональной схемы и определения чисел зубьев колес планетарного механизма. Выбор той или иной схемы планетарного механизма производят с учетом необходимого передаточного отношения технологических и конструктивных требований, условий геометрического характера. При проектировании эпициклических механизмов с заданным передаточным отношением возникает задача определения чисел зубьев колес, при следующих условиях:
1. Кинематическое условие.
2. Условие соосности.
3. Условие соседства.
4. Условие сборки.
1. Кинематическое условие - условие соответствия заданному передаточному отношению. Общее передаточное отношение найдем по формуле:
iобщ= iред* iав; iав= Zв/ Zа= 19/13 = 1,46;
iобщ= nдв/ nр= 2950/650 = 4,5;
iред= iобщ/ iав= 4,5/1,46 = 3,1.
2. Условие соосности - обеспечивает зацепление сателлитов с центральными колесами при расположении осей центральных колес и водила на одной прямой. Подбираем число зубьев планетарного механизма.
Передаточное отношение ab:
iab=-Zb/Za=-19/13=-1,46.
Передаточное отношение от колеса 3 к водилу H при неподвижном коле-се 1:
i'3H=i1a=i/iab=4,5/1,46=3,08.
Принимаем число сателлитов, равное 3. Передаточное отношение обращё-нного механизма:
iH13=1/iH31=1/(1-i'3H)=1/(1-3)=-1/2.
Принимаем:
iH13=-(B*D)/(A*C)=-(1*10)/(5*4)=-1/2,
т.е. A=5, B=1, C=4, D=10.
Проверяем существование решения:
B/(A+B)=1/(5+1)=0,17<=sin(π/3)=0,87>=C/(D-C)=4/(10-4)=0,67=>
решение существует.
Вычисляем величины:
P1=3*(D-C)*A*C=3*6*5*4=360; P2=3*(D-C)*B*C=3*6*1*4=72;
P3=3*(A+B)*C2=3*6*42=288; P4=3*(A+B)*C*D=3*6*4*10=720;
P5=(1+3n)*(D-C)*(A*C+B*D)=(1+3n)*6*(5*4+1*10)=(1+3n)*180,
где n-целое число.
Наибольший общий делитель этих чисел: λ=36 при любом n.
Определяем числа зубьев колёс в виде: Z1=P1/λ*t=10t; Z2=P2/λ*t=2t; Z2'=P3/λ*t=8t; Z3=P4/λ*t=20t;
Выбираем t из условия отсутствия зубьев:
Z1>=17, Z2>=17, Z2'>=20, Z3>=85=>t=9.
Отсюда: Z1=90, Z2=18, Z2'=72, Z3=180.
3. Условие соседства - обеспечивает совместное размещение нескольких сателлитов по общей окружности так, чтобы они не задевали друг друга своими зубьями, учитывается при числе сателлитов больше двух, при этом увеличение числа сателлитов уменьшает нагрузку на зубья:
(Z2+ 2)/( Z1+ Z2)=(18+2)/(90+18)=0,185<=
sin(/3)=0,87
>=(Z2'+ 2)/( Z1+ Z2) (72+2)/(90+18)= 0,69. Условие соседства выполняется и полученное решение по габаритам является наиболее оптимальным.
Определяем диаметры зубчатых колес:
d1= m1* Z1=3*90 = 270 мм;
d2= m2* Z2= 3*18 = 54 мм; d2'= m1* Z2'= 3*72 = 216 мм; d3= m1* Z3= 3*180 = 540 мм.
Для построения картины скоростей выбираем масштаб: s=0,001 .
5.3. Графический метод кинематического анализа механизма
Составляем в масштабе картину скоростей механизма по найденным диаметрам, отмечаем на ней характерные точки (центры колес) - точки и полюсы их зацепления. Определяю линейную скорость точки А:
VA=r1*1;
VA=(d3/2)*(nдв/30)=(3,14*0,27*2950)/60= 41,68 м/с.
Масштаб построений V=VA/А=41,68/100=0,416 . Длина отрезка скорости VA равна 100 мм.
Приступаем к построению плана частот вращения. Ставим полюс Р и вертикально ставим точку S. Отрезок РS=h=50мм. Через точку S, перпендикулярно к отрезку РS, проводим прямую -. Через точку Р провожу лучи, параллельные тэта-линиям, до пересечения их с прямой -. На этой прямой получаем соответствующие точки.
Масштаб плана частот вращения находим по формуле:
n=(30V)/(πSh)= 30*0,416/3,14*0,001*50 = 79,49 .
Находим частоты вращения зубчатых колес:
n3=5166,85 об/мин;
n2=n2'=9777,27 об/мин;
nН=na=1748,78 об/мин;
nb=np=3974,5 об/мин.
5.4. Расчет параметров корригированных зубчатых колес
1. Окружной шаг по делительной окружности:
P = *m;
P = 3,14*4 = 12,56 мм.
2. Угловой шаг:
1= 2/Za; 2= 2/Zb;
1= 2*3,14/13 = 0,483; 2= 2*3,14/19 = 0,33.
3. Радиус делительной окружности:
r1= m Za/2; r2=m Zb/2;
r1=4*13/2 = 26 мм; r2= 4*19/2 = 38 мм.
4. Радиус основной окружности (при = 20˚):
rB1= r1cos; rB2= r2cos;
rB1= 26*cos20 = 24,43 мм; rB2= 38*cos20= 35,71 мм.
5. Относительное смещение инструментальной рейки при нарезании колес (коэффициент коррекции):
χ1= (17 Za)/17; χ2=0;
χ1= (1713)/17 = 0,24.
6.Толщина зуба по делительной окружности:
S1= m (/2 2 χ1 tg); S2= m(/22 χ2 tg);
S1= 4(3,14/22*0,24*tg20) = 6,98 мм; S2= 4(3,14/22*0*tg20)= 6,28 мм.
7. Межосевое расстояние и угол зацепления:
invw=inv20=0,014904+2*(0,24+0)*tg20/(13+19)= 0,0299 ;
w= 25;
aw== = 66,359 мм.
8. Радиус начальной окружности:
rw1= r1*cos/cosw; rw2= r2*cos/cosw;
rw1= 26*cos20/cos25= 26,96 мм;
rw2= 38*cos20/cos25= 39,4 мм.
9. Радиус окружностей впадин:
rf1= 0,5m*(Za2,52 χ1); rf2= 0,5m*(Zb2,52 χ2);
rf1= 0,5*4*(132,52*0,24) = 21,96 мм;
rf2= 0,5*4*(192,5+2*0) = 33 мм.
10. Радиус окружности вершин:
ra1= aw rf20,25m; ra2= aw rf10,25m;
ra1= 66,359330,25*4 = 32,359 мм;
ra2= 66,35921,960,25*4 = 43,399 мм.
11. Длина активной части линии зацепления:
g=  asin;
g= 66,359*sin25 = 17,81 мм.
12. Коэффициент перекрытия:
α= g/*m*cos;
α= 17,81/3,14*4*cos20= 1,509.
Масштаб проектируемых колёс: s=0,166 .
6. Построение эвольвенты
Построение ведем в масштабе 6:1. Построение профилей производим в следующем порядке:
1. наносим положение центров колес - точки О и О;
2. проводим дуги начальных окружностей, соприкасающихся в полюсе зацепления Р;
3. строим остальные окружности зубчатых колес: делительные (r, r), основные (r, r), впадин (r, r) и вершин (r, r); 4. через полюс зацепления проводим общую касательную к начальным окружностям t-t и линию зацепления n-n, касающуюся основных окружностей в точках А и В; 5. строим эвольвенты двух зубчатых колес, соприкасающиеся в полюсе зацепления Р. Отрезок АР делим на четыре равные части. Эти отрезки откладываем по основной окружности первого класса вправо и влево от точки А, получаем точки 0,1,....,8. Через эти точки (кроме 0) проводим касательные к основной окружности. Если на касательной, проведенной через точку 1, отложить 1/4 отрезка АР, то получим точку 1. На касательной 2 отложим два отрезка, равных 1/4 АР, и получим точку 2. Проведя аналогичные построения на каждой из касательных, получим ряд точек: 1, 2 и т.д. Плавная кривая, проведенная через полученные точки, является эвольвентным профилем правой части зуба первого колеса. Точно таким же способом строится эвольвентный профиль зуба второго колеса (для этого используется отрезок ВР). Вторую половину эвольвенты строим с помощью шаблона. Остальные профили зубьев строим также с помощью шаблона;
6. профиль ножки зуба выполняется радиусом 0,4m.
7. Список использованной литературы
1. Алехнович Н.В. Теория механизмов и машин. Сборник контрольных работ и курсовых проектов. Минск, 1970г. Высшая школа, 252 с.
2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.Наука,1975г., 640 с.
3. Недоводеев В.Я. Кинематическое исследование и синтез планетарных зубчатых механизмов. Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов и машин. Ульяновск, 1988г., 23 с.
4. Недоводеев В.Я. Теория механизмов и машин. Методические указания и задания к курсовому проекту для студентов машиностроительных специальностей. Ульяновск, 2000г., 28 с.
5. Недоводеев В.Я. Структурный, кинематический и силовой анализ плоских рычажных механизмов. Ульяновск, 1990г., 35 с.
6. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. М.: Высшая школа, 1999г., 348 с.
7. Юдин В.А., Петрокас Л.В. Теория механизмов и машин. М.: Высшая школа, 1977г., 527 с.
8. Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К. и др. Теория механизмов и машин. Учебник для вузов. Под редакцией Фролова К.В. М.: Высшая школа, 1987г., 496 с. 2
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
16
Размер файла
1 602 Кб
Теги
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа