Курсовой проект по ТММ 3

Курсовая лист 1,2.doc

Раздел 1: Динамический синтез кулачкового механизма.
3 Построение диаграмм движения толкателя.
4 Вычисление масштабов диаграмм.
5 Определение минимального радиуса кулачка.
6 Профилирование кулачка.
Раздел II: Кинематический и силовой анализ механизмов вибрационного конвейера.
2Кинематический анализ механизма.
2.1Исходные данные к подразделу.
2.2Структурный анализ механизма.
2.3Построение планов положений механизма.
2.4Построение планов скоростей механизма.
2.5Построение плана ускорений механизма.
3Силовой анализ механизма.
3.1 Исходные данные к подразделу.
3.2 Определение сил инерции моментов пар сил инерции и сил веса звеньев.
3.3Силовой расчет группы 4-5.
3.4Силовой расчет группы 2-3.
3.5Силовой расчет механизма 1-го класса.
Раздел III: Синтез и анализ передаточного механизма.
3Расчёт геометрии профилируемой пары.
3.1Исходные данные для расчёта.
3.2Алгоритм расчёта геометрии пары.
3.3Алгоритм проверки качества зацепления.
3.4Алгоритм расчёта геометрических параметров для построения.
3.5Результаты расчёта на ЭВМ.
4Построение картины зацепления.
5Определение коэффициента перекрытия по чертежу.
6Подбор чисел зубьев планетарного редуктора.
6.1Исходные данные для подбора.
6.2Результаты расчёта на ЭВМ.
7Построение картины линейных скоростей и плана чисел оборотов.
Раздел I: Динамический синтез кулачкового механизма.
Плоские кулачковые механизмы являются трехзвенными механизмами и состоят из стойки кулачка (входное звено) и толкателя (выходное звено). Кулачек и толкатель образуют со стойкой низшие кинематические пары а между собой высшую кинематическую пару.
Наиболее распространенными являются кулачковые механизмы у которых кулачек совершает вращательное движение а толкатель либо возвратно-поступательное либо колебательное движение.
Полный цикл работы таких кулачковых механизмов осуществляется за один оборот кулачка.
Перемещение толкателя из нижнего крайнего положения в крайнее верхнее положение называется ходом толкателя.
Угол на который поворачивается кулачек при перемещении толкателя из крайнего нижнего положения в крайнее верхнее положение называется углом удаления φу.
Угол поворота кулачка при котором толкатель остаётся в крайнем вернем положении называется утлом дальнего стояния φд.
Угол на который поворачивается кулачек при перемещении толкателя из крайнего верхнего положения в крайнее нижнее называется углом возвращения φв.
Угол поворота кулачка при котором толкатель находится в крайнем нижнем положении называется утлом ближнего стояния φу
Сумма называется рабочим углом кулачка:
Проектирование профиля кулачковой шайбы обеспечивающей требуемый закон движения толкателя составляет задачу синтеза кулачковых механизмов.
При проектировании кулачковых механизмов помимо обеспечения требуемого закона движения толкателя приходится решать задачи связанные с получением минимальных габаритов кулачковых механизмов при одновременном обеспечении нормальных динамических условий их работы.
Цель работы является построение профиля кулачка в соответствии с исходными данными.
)схема кулачкового механизма:
)фазовые утлы кулачка:
угол удаления φу = 120°
угол дальнего стояния φд= 90°
угол возвращения φв = 110°
)ход толкателя: Н= 30мм
)минимальный угол передачи движения: γmin= 90°
)частота вращения кулачка: nk= 290
)диаграмма движения толкателя . 1
3 Построение диаграмм движения толкателя
Определяем рабочий угол кулачка φр = φу + φд + φв=120°+90°+110°= 320°
Принимаем масштаб по оси углов φ=1градмм=00174радмм.
Задаемся высотой диаграммы на меньшем угле hy=80мм определяем её высоту на втором угле из пропорции:
; hв=80(110²120²)=672мм
Разбиваем угол удаления и угол возвращения на 8 одинаковых интервалов интегрирования и строим исходную диаграмму.
Построение диаграммы аналога скорости проводим графическим интегрированием диаграммы аналога ускорений.
Аналогично диаграмму перемещений толкателя получаем графическим интегрированием диаграммы аналога скорости.
4 Вычисление масштабов диаграмм
Все три диаграммы построены в неопределённых масштабах. Их масштабы определяем по заданному значению хода толкателя Н=30мм.диаграммы перемещений определяем по формуле:
где — максимальная диаграмма перемещений толкателя.
Масштаб диаграммы аналога скорости толкателя определяем по формуле:
Масштаб диаграммы аналога ускорений определяем по формуле:
Определение Rmin c= s
угловую скорость кулачка:
Определяем масштабы времени:
Определяем масштаб скорости толкателя:
Определяем масштаб ускорения толкателя:
5 Определение минимального радиуса кулачка
Минимальный радиус кулачка определяется графическим путём Для кулачкового механизма с плоским толкателем для определения Rmin необходимо построить совмещённую диаграмму перемещений и аналога ускорений толкателя т.е. диаграмму у которой осью ординат является ось S а осью абсцисс - ось d²Sdφ².
В основу определения Rmin для кулачковых механизмов с плоским толкателем положен метод Я.Л. Геренимуса основным условием которого является обеспечение выпуклости профиля кулачка выражаемое неравенством:
Совмещённая диаграмма строится в масштабе . При этом исходя из вышеприведённого неравенства для определения Rmin достаточно использовать отрицательную область диаграммы d²Sdφ².
Для построения диаграммы графическим путём вычислим угол G по формуле:
Проводим прямую под утлом к оси Y диаграммы d²Sdφ² в точке пересечения оси S совмещённой диаграммы а затем сносим ординаты.
К построенной совмещённой диаграмме проводим касательную под углом 45° расстояние ОС есть минимальный радиус кулачка в масштабе .
Истинное значение радиуса определяем по формуле:
6 Профилирование кулачка
Построение профиля кулачка проводим графическим путём. При профилировании используем метод обращения движения: всем звеньям механизма сообщается новая угловая скорость - кул в результате чего кулачек стоит на месте а толкатель вращается вокруг него со скоростью кул.
Построение проводим в масштабе = 00005ммм.
Из выбранного центра вращения кулачка проводим окружность радиуса Rmin и вертикальную осевую линию. Отложим ход толкателя Н в масштабе по вертикальной оси вверх от точки пересечения оси с окружностью радиусом Rmin.
Определяем текущее перемещение толкателя в масштабе ц и откладываем на вертикальной оси. Для этого проводим вспомогательное построение. От точки О проводим под острым углом к оси S наклонную линию на ней откладываем ход толкателя Н. Все ординаты графика S=S(φ) проектируем на ось S максимальную ординату соединяем с концом хода Н на наклонной линии остальные ординаты проектируем на наклонную линию параллельно верхней соединительной линии. Полученные деления переносим на вертикальную ось.
Проводим дугу радиусом Rmin+H в сторону противоположную вращению кулачка от оси откладываем углы φу φд и φв. Углы φу и φв делим по дуге (Rmin +H) на столько же делений на сколько они были поделены на графиках точки деления нумеруем по порядку и лучами соединяем с центром вращения кулачка.
Засечками по дугам окружностей проектируем все текущие точки перемещения толкателя на соответствующие им по номеру лучи.
В найденных на лучах точках проводим перпендикуляры к ним продолжив их до взаимного пересечения.
Огибающая построенных перпендикуляров и будет искомым практическим профилем кулачка. На участке угла φд профиль по дуге (Rmin +H) а на участке φб - по дуге Rmin.
Динамический синтез кулачковых механизмов. Методические указания. ДГТУ. 2006.
Кинематический анализ механизмов - это исследование движения звеньев механизма без учета сил действующих на них Основными задачами кинематического анализа являются:
-определение траекторий движения отдельных точек звеньев
-определение линейных скоростей точек звеньев и угловых скоростей звеньев.
-определение линейных ускорений точек звеньев и угловых ускорений звеньев.
Для проведения кинематического исследования используются следующие методы аналитический графоаналитический и графический Наиболее точным является аналитический наименее точным - графический. Графоаналитический является достаточно точным методом и в то же время наглядным Он и используется в данном листе курсовой работы.
Силовой анализ механизмов базируется на результатах полученных в результате кинематического анализа и решает следующие задачи: определений реакций в кинематических парах и определение уравновешивающей силы или уравновешивающего момента приложенных к механизму первого класса. Силовой анализ основан на принципе Даламбера Суть данного принципа применительно к задачам ТММ сводится к следующему: если к звену механизма приложить помимо внешних сил и реакций еще и силы инерции то звено можно условно считать находящимся в состоянии равновесия и для определения неизвестных параметров реакции можно использовать обычные уравнения статики Таким образом задача динамики сводится к задачи статики полому сам метод получил название кинетостатическнй.
2 Кинематический анализ механизма.
2.1 Исходные данные к подразделу.
) кинематическая схема механизма
)частота вращения звена l : n =290 обмин.
)размеры звеньев и координаты неподвижных точек:
2.2 Структурный анализ механизма.
Наименование звеньев
- стойка 1- кривошип 2 - шатун 3 - коромысло 4 - шатун 5 – ползун.
Классификация кинематических пар
А ( 01 ) В (12 ) С ( 23 ) D ( 30 ) Е ( 34 ) Е1( 45 ) Е2( 50 ) - пары 5 - го класса низшие.
Степень подвижности по формуле П.Л. Чебышева
Структурная схема механизма
Формула строения механизма
3 Построение планов положений механизма
Принимаем масштаб и методом засечек строим 12 совмещенных планов положений механизма для равноотстоящих по времени положений кривошипа. За нулевое положение принимаем положение соответствующее началу рабочего хода механизма
2 4 Построение планов скоростей (n.248)
Определяем скорость точки В
Принимаем длину вектора
Определяем масштаб планов скоростей
Составляем систему уравнения для точки С
Решаем систему графически
Положение точки Е34 на планах определяем из пропорции
№№ положения величин
Составление системы точки Е5
Определяем угловые скорости звеньев
2.5 Построение планов ускорений
Определяем ускорение точки В
Определяем масштаб планов ускорений
Составляем систему уравнений для точки С
Положение точек Е34 на планах определим из пропорции
Составляем систему уравнений для точки Е5
Определяем угловое ускорение звеньев
3 Силовой анализ механизма (п.2)
3.1 Исходные данные к подразделу
m1=40кгm2=13кгm3=22кгm4=0кг m5=60кг.
Момент инерции звеньев
3.2 Определение силу инерции моментов пар сил инерции и весов звеньев
3 Силовой расчет группы 4-5
Равновесие звеньев 5
Строим план сил и определяем реакции
3.4 Силовой расчет группы 2-3
Строим план сил и определяем реакцию
Из плана сил группы находим реакцию
3.5 Силовой расчет механизма 1-го класса
Определяем уравновешивающий момент
Строим план сил и определяем
Кинематический и силовой анализ механизма. Методические указания. ДГТУ. 2006.

123 листы.dwg

Диаграммы движения толкателя
Определение Rmin c= s
Профилирование кулачка
Картина линейных скоростей
Динамический синтез кулачкового механизма
Анализ и синтез механизмов вибрационного конвейера
Кинематический и силовой анализ механизма
Синтез и анализ передаточного механизма

курсовая лист 3.doc

Раздел III: Синтез и анализ передаточного механизма
Зубчатые механизмы являются самыми распространенными среди механических передач. Это обусловлено надежностью их работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей; компактностью; долговечностью; высоким КПД; постоянством передаточного отношения; простотой обслуживания и др. Вместе с тем следует иметь в виду и присущие им недостатки: шум при больших скоростях; высокая жесткость не позволяющая компенсировать динамические нагрузки; повышенные требования к точности изготовления.
В данной курсовой работе необходимо выполнить синтез и анализ передаточного механизма представляющего собой последовательное соединение открытой пары зубчатых колес внешнего зацепления и планетарного механизма основным назначением которого является понижение частоты вращения двигателя до требуемой частоты вращения ведущего вала рабочей машины.
Синтез передаточного механизма состоит в определении постоянных параметров кинематической схемы привода; линейных размеров зубчатых колес; передаточных отношений; чисел зубьев и т.д. Часть этих параметров известна из задания другая - находится в результате решения задачи синтеза.
Анализ передаточного механизма заключается в определении качественных показателей спроектированного механизма расчете контрольных размеров нахождения линейных и угловых скоростей звеньев привода и отдельных точек.
2.1 Исходные данные к листу.
Частота вращения вала двигателя
Частота вращения вала кривошипа
Число зубьев колёс профилируемой пары:
Коэффициенты смещения:
Модули колёс профилируемой пары:
Модуль колёс редуктора:
Параметры исходного контура: α=200 с*=025
3 Расчёт геометрии профилируемой пары.
3.1 Исходные данные для расчёта:
3.3 Алгоритм расчета геометрии пары.
3.3 Алгоритм проверки качества зацепления по геометрическим показателям.
Проверка отсутствия интерференции зубьев.
Проверка отсутствия подрезания зубьев.
Проверка отсутствия заострения зубьев.
Проверка коэффициента перекрытия.
3.4 Алгоритм расчёта геометрических параметров для построения профиля зуба.
3.5 Результаты расчёта на ЭВМ
Геометрические параметры зубчатой передачи
Угол зацепления А=26.59257
Диаметр делительной окружности D1=130.00 D2=140.00
Диаметр начальной окружности DW1=136.61 DW2=147.12
Диаметр основной окружности DB1=122.16 DB2=131.56
Диаметр окружности впадин DF1=111.00 DF2=125.00
Диаметр окружности выступов DA1=153.73 DA2=167.73
Межосевое расстояние AW=141.87
Высота зуба H1=H2=21.37
Шаг зацепления по дуге делит. окр. P=31.42
Геометрические параметры для построения профиля зуба
Толщины зубьев по хордам (мм):
Окружности выступов Sa1=6.29 Sa2=5.26
Начальной окружности Sa1=15.82 Sa2=17.12
Делительной окружности S1=17.84 S2=19.29
Основной окружности Sb1=18.56 Sb2=20.06
Шаг зацепления по хорде делит. окр. P1=31.11 P2=31.15
Геометрические показатели для проверки качества зацепления
Коэффициент перекрытия ЕА = 1.19
Интерференция отсутствует
Подрезание отсутствует
Заострение отсутствует
4 Построение картины зацепления.
Принимаем масштаб I=00005 ммм. Проводим линию центров и отложим на ней центры колёс профилируемой пары. Проводим все окружности каждого из колёс. Проводим линии зацепления как касательные к основным окружностям. Пользуясь результатами из распечатки строим боковые профили зубьев сопрягаемых в полюсе зацепления. Используя значение шага по хорде делительной окружности проводим осевые ещё нескольких зубьев каждого колеса строим их боковые профили. На построенной картине зацепления выделяем теоретический NI NII и рабочий АВ участки линии зацепления рабочие участки профилей зубьев.
5 Определение коэффициента перекрытия по чертежу.
6 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора.
6.1 Исходные данные для подбора:
6.2 Результаты расчета на ЭВМ
Задание вариант 31-1
Di(mm) 51.0 120.0291.00.0
Передаточное отношение Uпл=6.71
Ошибка передаточного отношения Uпл(%)=2.435738325119019
Количество Сателлитов К=3
Исходные данные: nд=1410
7 Построение картины линейных скоростей и плана чисел оборотов.
Определяем радиусы начальных окружностей:
Принимаем масштаб I=0001ммм и строим схему привода.
Определяем скорость точки А:
Принимаем длину вектора ААI= мм и определяем масштаб картины линейных скоростей:
Сносим на вертикаль m-m точки зацепления зубчатых колес и их оси и сроим картину линейных скоростей. Под картиной линейных скоростей план чисел оборотов проводя из полюса «О» прямые параллельные картинам скоростей колёс и водила.
Определяем масштаб плана чисел оборотов.
Определяем передаточное отношение параллельного редуктора.
Синтез и анализ передаточного механизма. Методические указания. ДГТУ 2006г.Распечатка №1