Спроектировать и исследовать механизм стана холодной калибровки труб

Лист 2.cdw

Cхема планетарного редуктора
Картина угловых скоростей

Лист 1.cdw

Диаграмма перемещения
Моменты сил сопротивления
Моменты инерции и Кинетическая энергия

Записка.doc

Министерство образования и науки
Российской Федерации
БРЯНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА "ДЕТАЛИ МАШИН
по дисциплине: "Теория механизмов и машин
Задание №261 "Спроектировать и исследовать механизм стана холодной калибровки труб
ДИНАМИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ УСТАНОВИВШЕГОСЯ ДВИЖЕНИЯ МЕХАНИЗМА4
1. Структурный анализ исполнительного механизма4
2. Синтез самоустанавливающегося механизма8
3. Построение планов положений механизма9
4. Построение кинематической диаграммы11
5. Построение планов скоростей11
6. Построение одномерной динамической модели механизма15
6.1. Выбор звена приведения15
6.2. Приведение сил15
6.3. Приведение масс16
6.4. Определение циклов установившихся движений18
7. Выбор электродвигателя19
8. Определение закона движения звена приведения и момента
инерции маховика по методу Мерцалова 20
9. Конструирование маховика 21
CИНТЕЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ 22
1. Кинематический синтез зубчатой передачи 22
1.1. Расчет геометрических параметров передачи 22
1.2. Построение картины зацепления 24
1.3. Определение качественных показателей зацепления. 24
2. Синтез планетарного редуктора 25
2.1. Выбор схемы редуктора 25
2.2. Подбор числа зубьев 26
2.3. Кинематический анализ планетарного редуктора методом
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 29
Одной из ведущих отраслей современной техники является машиностроение. По уровню развития машиностроения судят о развитии производительных сил в целом.
Прогресс машиностроения в свою очередь определяется созданием новых
высокопроизводительных и надёжных машин. Решение этой важнейшей проблемы основывается на комплексном использовании результатов многих дисциплин и в первую очередь теории механизмов и машин.
Теория механизмов и машин - наука об общих методах исследования
свойств механизмов и машин и проектировании их схем.
Качество создаваемых машин и механизмов в значительной мере определяется полнотой разработки и использования методов ТММ. Чем более полно будут учтены при построении механизмов и машин критерии производительности надёжности точности и экономичности тем совершеннее будут получаемые конструкции.
В данном курсовом проекте требуется спроектировать и произвести
кинематический динамический и силовой расчёт кривошипно- ползунного механизма стана холодной калибровки труб.
Рационально спроектированный механизм должен удовлетворять требованиям - безопасности обслуживания а также эксплуатационным экономическим технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач которые должны быть решены в процессе проектирования механизма.
Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемого механизма а также в разработке его
кинематической схемы обеспечивающей с достаточным приближением
воспроизведение требуемого закона движения.
Объектом исследования является кривошипно-ползунный механизм.
который служит для преобразования вращательного движения в поступательное движение ведомого звена.
Механизмом называется совокупность подвижно соединенных звеньев
совершающих под действием приложенных сил определенные целесообраз-
Структурные составляющие механизма - это звенья и образуемые ими
кинематические пары.
Звенья механизма имеют название и условное изображение на схемах.
Основные из них: стойка ползун кривошип коромысло шатун кулиса камень.
ДИНАМИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ УСТАНОВИВШЕГОСЯ
1. Структурный анализ исполнительного механизма
Точки звеньев механизма стана движутся в плоскостях параллельно одной плоскости поэтому механизм можно считать плоским.
Кинематическая цепь механизма состоит из:
О - стойки; 1- кривошипа; 2 - шатуна; 3 - кулисы; 4-камень кулисы;
Значение длин кривошипа ОА шатуна АВ кулисы ВС и др. параметры
даны по условию LОА= 017м; LАВ= 034м; LВС= 08м; Х1= 074м;
Так как число высших пар равно 0 то исполнительный механизм относится к рычажному.
Число подвижных звеньев механизма n = 5 (кривошип ОА шатун АВ кулиса ВС ползун D и Е);
Общее число кинематических пар Р = 7 из них
Вращательные: О (0-1 ); А (1-2 ); В (2-3 ); D (4-5); С (3-0 ).
Поступательные: F (3-4 ); Е (5-0 ).
где n = 5 — число подвижных звеньев
Р1n = 7— число кинематических одноподвижных пар в плоской схеме ;
Р2n = 0— число кинематических двух подвижных пар в плоской схеме.
Определяем класс и порядок механизма.
Для этого разделим механизм на группы Ассура.
) Звено 1 и стойка 0 образуют первичный механизм I класса 1 вида
) Структурная группа звеньев 2 и 3 обладает нулевой подвижностью является группой Ассура II класса 1 вида
) структурная группа звеньев 4 и 5 обладает нулевой подвижностью является группой Ассура II класса 4 вида
Формула строения механизма имеет вид:
М = I1 (0;1) +II1 (2;3) +II4 (4;5 )
Рычажный механизм относится к механизму 2 класса т.к. наивысший класс групп Ассура равен двум.
Механизм может быть собран путем последовательного присоединения к начальному звену 2-х групп Ассура.
Число степеней свободы W=1 т.к. в механизме одно начальное звено. число избыточных связей qn=0 так как нет кинематических пассивных звеньев. Проверяем степень подвижности механизма по формуле П.Л. Чебышева.
W - q = 3n - 2Р1 - Р2 ;
Число избыточных связей в пространственной системе механизма найдем по формуле Сомова-Малышева.
Т.к. все кинематические пары одноподвижные Р1=7 то
q = W - ( 6n - 5P1 ) = 1 - ( 6*5 - 5*7 ) = 6.
В пространственной схеме механизма имеется шесть избыточных связей поэтому его сборка будет происходить с натягами за счет диформации звеньев.
Данный механизм также можно представить состоящим из двух последовательно соединенных элементарных рычажных механизмов:
шарнирный четырехзвенник ОАВС (0-1-2-3)
и тангенсный механизм ОДFЕ (0-3-4-5 )
2. Синтез самоустанавливающегося механизма.
2. Синтез самоустанавливающегося механизма.
Число независимых замкнутых контуров рассчитывается по формуле Гохмана.
К = Р - n = 7 - 5 =2
K - число замкнутых звеньев в кинематической цепь
Р - общее число кинематических пар
n - число подвижных звеньев
Рассмотрим контур ОАВС.
Определяем степень подвижности механизма по формуле П.Л. Чебышева.
W = 3n - 2Р1n - Р2n = 3*3 - 2*4 = 1
Определим число избыточных связей в пространственной системе
механизма W-q = 6n - 5P1n ;
q = W - ( 6n - 5P1n ) = 1 - ( 6*3 - 5*4 ) = 3.
Для устранения избыточных связей заменяем одноподвижную вращательную шарнирную пару А вращательной двухподвижной цилиндрической парой устранив при этим одну избыточную связь. Для устранения двух оставшихся избыточных связей заменяем одноподвижную вращательную пару В трехподвижной сферической парой тогда число избыточных связей.
q = W - ( 6n - (5P1n + 4P2n+ 3P3n)) = 1 - ( 6*3-(5*2+4*1+3*1) ) = 0.
Рассмотрим контур ОДFЕ.
Для устранения избыточных связей заменяем одноподвижную поступательную пару D двухподвижной цилиндрической парой одноподвижную вращательную пару F двухподвижной цилиндрической парой и одноподвижную поступательную пару Е двухподвижной цилиндрической парой. Тогда число избыточных связей:
q = W - ( 6n - (5P1n + 4P2n+ 3P3n)) = 1 - ( 6*3-(5*1+4*3) ) = 0.
3. Построение плана положений механизма.
Принимаем ОА = 50 мм. тогда масштабный коэффициент
l = lОА ОА = 01750 = 00034 ммм.
Определим длины отрезков изображающих на чертеже другие звенья
АВ = lАВ l = 034 00034 = 100 мм
ВС = lАС l = 08 00034 = 235 мм
Х1 = lX1 l = 074 00034 = 217 мм
Х2 = lX2 l = 03 00034 = 88 мм
Y = lY l = 02 00034 = 58 мм.
В принятом масштабе вычерчиваем схему механизма. Для построения 12
положений звеньев механизма разделим траекторию описываемую точкой
А кривошипа на 12 равных частей. В качестве первого принимаем то
положение кривошипа при котором точка В занимает крайнее верхнее
положение. Из отмеченных на окружности точек А1 А12 построим
положения звеньев структурной группы 2 3. Для этого из отмеченных на
окружности точек А1 А12 проведём дугу окружности радиусом
АВ = 100 мм с центром в точках А1 А12 и дугу окружности радиусом
СВ = 235 мм с центром в точке С. Точки пересечения окружностей
обозначим В1 В12 соответственно . Получили положения шарнира В
для всех вариантов сборки механизма достроим положение ползуна
D1 D12 и звена 5 cоответственно перемещению звена 3. Изложенный
метод построений называется - методом засечек.
Построим план положения механизма.
4. Построение кинематической диаграммы.
Для поступательно движущегося выходного звена строят диаграмму
изменения перемещения SE ползуна (точки Е) в функции угла поворота
кривошипа (). Перемещения точки Е: () строят с учетом масштабных
коэффициентов . По оси абсцисс откладывают отрезок (L) изображающий
один полный оборот кривошипа делим его на двенадцать частей.
Принимаем L =150мм. Масштабный коэффициент:
=2ПL=004 (радмм) и по оси ординат откладывают перемещение
точки Е (Е1 Е12 ) в масштабе:
s = l (ммм) соответствующее данному углу поворота .
SE1=0мм; SE2= SE3=4мм; SE4=7мм;
SE5=95мм; SE6=115мм; SE7=12мм; SE7.1=122мм; SE8=115мм;
SE9=112мм; SE10=93мм; SE11=54мм; SE12=15мм.
Диаграмма перемещения SE().
5. Построение планов возможных скоростей.
Проанализируем схему механизма:
Точки О; и C являются неподвижными точками следовательно:
Определяем скорость точки А.
Среднюю угловую скорость ср найдем по формуле подставив заданное
значение n: = (с-1) .
VA перпендикулярна ОА.
Для построения плана возможных скоростей выберем точку р - полюс плана скоростей
Изображаем вектор скорости VА точки А
pa = 70 мм на плане скоростей (для всех положений механизма).
Скорость в точке В можно определить векторной суммой:
VВ - вектор скорости точки В в абсолютном движении ( точка В вращается вокруг точки С).
VВA - вектор скорости в точке В в относительном вращательном движении (движение звена 2 вокруг точки А).
Модули векторов определяются по построению.
Точка D3 принадлежит звену 3(кулисе) точка D4 – звену 4 (камню кулисы)
точка D5 – звену 5( ползуну ). Точки D3 D4 и D5 совпадают друг с другом.
Скорость в точке D можно определить векторной суммой:
рd3=рв*=6908*031=26.7 мм.
рs2= 68.93 мм. - по построению
рd4= рd5 =ps5=40.19 мм. - определяются по построению
рs3= рв2=692=34.5 мм.
Значения длин векторов скоростей для всех положений механизма заносим в тaблицу 1.
6. Построение одномассовой динамической модели машинного агрегата.
6.1. Выбор звена приведения.
В качестве звена приведения выбираем условное звено совершающее
вращательное движение с той же угловой скоростью что и кривошип механизма.
Параметрами модели являются приведенный момент инерции Jn и приве-
дённые моменты сил сопротивления Мпс и движущих сил Мпд.
6.2. Приведение масс.
Представим Jп в виде двух слагаемых: где JI – приведённый
момент инерции звеньев связанных с кривошипом механизма постоянным передаточным отношением. JII – приведенный момент инерции остальных звеньев.
Приведение масс выполняем из условия равенства кинетической энергии звена приведения сумме кинетических энергий всех звеньев.
Определяем JII по формуле:
где массы и моменты инерции звеньев механизма равны :
m2=20кг ; m3=85кг ; m5=1000кг ; JS2=013 кг*м2; JS3=03 кг*м2.
Значения JII и ТII для всех положений механизма заносим в тaблицу 2.
6.3. Приведение сил.
Приведение сил выполняем из условия равенства мощности приведён-
ного момента сумме мощностей всех сил и пар сил действующих в
машинном агрегате. Приведённый момент Мпс сил сопротивления опре-
деляется для каждого положения механизма по формуле:
Для опускания: (положение механизма 2;3;4;5;6;7;7.1).
где Fс1= 13000H; m2=20кг; m3=85кг; m5=1000кг.
G2=m2*g=20*98=196Н; G3=m2*g=85*98=833Н; G2=m2*g=1000*98=9800Н;
для 3-го положения: ; ;
Для подъема: (положение механизма 8;9;10;11;12;1).
где Fс2= 950H; m2=20кг; m3=85кг; m5=1000кг.
G2=m2*g=20*98=196Н; G3=m3*g=85*98=833Н; G5=m5*g=1000*98=9800Н;
для 9-го положения: ; ; .
Результаты вычислений для всех положений заносим в таблицу 2.
6.4. Определение цикла установившегося движения.
Установившимся движением называется такое при котором скорость начального звена является периодической функцией времени и координаты. Период изменения скорости начального звена называется динамическим циклом установившегося движения или сокращённо – циклом.
Параметры динамической модели JII и МсП также являются периодическими функциями угла . Динамический цикл машинного агрегата будет равен наименьшему общему кратному периодов JII и МсП. Для механизма параметры модели JII и МсП повторяют свои значения с каждым оборотом кривошипа поэтому =2.
Определим работу Ас= приведенного момента МсП при повороте звена приведения на угол Ф=2. Для этого сначала изображаем на чертеже график МсП. Масштабные коэффициенты радс H*ммм.
Далее проводим графическое интегрирование МCП () и строим график работы AD() приведенного момента движущих сил.
По значениям Мпс строим график Мпс = Мпс Мпд=Мпд (приведённый момент сил сопротивления и движущих сил).
По оси абсцисс откладываем отрезок а=120мм с масштабным коэффициент . Затем по оси ординат откладываем в=100 мм с масштабным коэффициентом
Графически интегрируя график Мпс получим график изменения работы движущих сил Ад и сил сопротивления Ас с масштабным коэффициентом .
7. Выбор электродвигателя.
В машинных агрегатах работающих в установившемся режиме выбирают асинхронные трёхфазные электродвигатели переменного тока. Двигатель выбирают по номинальной мощности Nн и синхронной частоте пс. Мощность NDВт приведённого момента МпD на звене приведения вычисляем по формуле:
Конкретный двигатель выбирается по номинальной мощности Nн и синхронной частоте. Чем выше синхронная частота двигателя тем он компактнее и дешевле. Однако при этом увеличивается передаточное отношение привода что ведет к увеличению габаритов и стоимости уменьшению КПД и надежности привода. Выбираем двигатель с синхронной частотой nс=1000обмин и ближайшим к значению номинальной мощности Nн=22 кВт.
Выбираем электродвигатель асинхронный трёхфазный 4А100L6У3 с параметрами Nн=22 кВт nн=950 обмин nс=1000обмин МкМН=22 mD2=524*10-2 кгм2.
8. Определение закона движения звена приведения и
момента инерции маховика по методу Мерцалова.
Строим график зависимости А = АD + Аc с учетом знаков графиков АD и Аc.
Затем строим график Т () график J () имеет такой же вид как и Т () построенный в масштабе графика А(). Затем из графика А() вычитаем график Т (). Полученная кривая Т = А – Т - есть зависимость приращения кинетической энергии звеньев механизма связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением от угла поворота звена приведения .
На построенной кривой Т () находим наибольший максимум и наибольший минимум разность между которыми а (мм) позволяет вычислить наибольший размах изменения кинетической энергии:
Приведённый момент инерции J1 (кг·м2) звеньев связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением находим по формуле:
Находим Jм по формуле:
Jм= J1 – Jк – Jкр – JD где
- приведенный момент инерции ротора электродвигателя к валу кривошипа:
Jк - приведенный момент инерции к валу эл. двигателя учитывающий массы звеньев привода кроме ротора эл. двигателя:
Jкр - приведенный момент инерции кривошипа:
JМ=13714-074-006-338=13368 кг*м2.
Угловая скорость звена приведения при установившемся движении = нач + так как =Т J · ср J · ср =const то график имеет такой же вид как и график Т .
Масштабный коэффициент угловой скорости
Линия соответствующая на графике средней угловой скорости ср строится параллельно оси абсцисс выше на расстоянии а2 ординаты min.
Начало координатных осей на графике определяется ординатой
. Так как начало координат выходит за пределы листа то ось абсцисс на графике показываем условно.
9. Конструирование маховика.
Конструкцию маховика выбираем в виде тяжелого обода связанного с насаживаемой на вал ступицей спицами.
Находим диаметр обода маховика:
Принимаем равными 02. Материал из которого сделан маховик – чугун поэтому ρ=7100 кг.
Массу m обода находим по формуле:
С учетом массы спиц и ступицы масса маховика определяется как:
Ширина и толщина обода определяется как:
Масштаб маховика на чертеже 1:10.
CИНТЕЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ
1.Кинематический синтез зубчатой передачи.
1.1.Расчет геометрических параметров зубчатой передачи.
Число зубьев: Z1=12; Z2=40
Угол профиля зуба исходного контура:
Коэффициент высоты головки:
Коэффициент радиального зазора:
Коэффициенты смещения выбираем по рекомендациям ГОСТ 16532-70.
)Коэффициент суммы смещений
)Межосевое расстояние
)Делительные диаметры
)Делительное межосевое расстояние
)Коэффициент воспринимаемого смещения
)Коэффициент уравнительного смещения
)Радиусы начальных окружностей
Проверка: мм — верно!
) Радиусы окружности вершин
) Толщина зубьев по делительной окружности
) Радиусы основных окружностей
) Угол профиля в точке по окружности вершин
) Толщина зубьев по окружности вершин
) Коэффициент толщины зубьев по окружности вершин
1.2. Построение картины зацепления.
Вычерчиваем зубчатую передачу и изображаем на чертеже не менее трех зубьев в масштабе 2:1. Методика построения картины зубчатого зацепления изложена в конспекте.
1.3. Определение качественных показателей зацепления.
К качественным показателям цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи относятся:
Коэффициент торцевого перекрытия.
В прямозубых передачах до окончания зацепления одной пары зубьев следующая пара должна войти в контакт поэтому нельзя допускать 1. Допустимое значение коэффициента перекрытия >1.2 .
Определение числа пар зубьев в зацеплении.
Откладываем от крайних точек a и b активной линии зацепления отрезки
Pb = P*cosα =325*09=2925 следовательно на линии ab образовалось три участка ас сd db. В момент нахождения точки зацепления на участке сd происходит зацепление только одной пары зубьев. Когда точка зацепления одной пары зубьев перемещается на участке ас одновременно точка зацепления второй пары перемещается на участке db.
Коэффициент удельного давления.
Для характеристики влияния геометрической формы зуба на контактную прочность используется коэффициент удельного давления .
При контакте в полюсе точке Р:
=2*(Z1+Z2)( Z1*Z2*tgαw*cosα)=104207.33=05
Коэффициент удельного скольжения.
Для оценки скольжения при геометрических расчетах зубчатых передач пользуются коэффициентом удельного скольжения
для колеса z1 при контакте на выходе зубьев из зацепления:
для колеса z2 при контакте на входе зубьев в зацепления:
2. Кинематический синтез планетарного редуктора.
2.1. Выбор кинематической схемы редуктора.
Планетарным называется механизм в котором имеется хотя бы одно зубчатое колесо с подвижной в пространстве осью.
Выбор схемы механизма – инженерная задача решение которой требует комплексного учета целого ряда факторов: условий работы механизма приемлемых кпд габаритов массы величины передаточного отношения распределения его по ступеням и др.
Очень важно выбрать оптимальную схему механизма так как одно и то же заданное передаточное отношение можно обеспечить различными схемами которые будут значительно отличаться по кпд массе габаритам и другим дополнительным условиям.
Исходя из расчетов целесообразно применить двухступенчатый редуктор схемы А приняв ведущим звеном – водилой.
Задан модуль всех колёс редуктора число сателлитов в редукторе K=3 частота вращения на входном вале редуктора передаточное отношение редуктора .
2.2. Подбор числа зубьев.
Исходя из заданных условий рассчитываем числа зубьев всех колёс редуктора по методу сомножителей.
Методом генерального уравнения рассчитаем число зубьев нашего редуктора.
Условия синтеза планетарной передачи:
Кинематическое условие
r3= r1+2 r Z3= Z1+2Z2
Условия правильности зацепления
Z1≥17; Z2≥20; Z3≥85; Z3-Z2≥8
sin(k)>(Z2+2)(Z1+Z2)
K=3 – число сателлитов; Р-число оборотов при сборки
Выбираем вариант с наименьшим числом зубьев.
Методом генерального уравнения рассчитаем число зубьев редуктора.
Выражаем Z2 Z3 Е через Z1 согласно условиям синтеза
при Р=0 и К=3 получим формулу
если Z1 =18 тогда Z2 =45 Z3 =108 Е=42
sin1803 = 0.866 > (Z2+2)(Z1+ Z2)=4763=0746 - выполняется.
Определяем радиус колес редуктора
2.3. Кинематический анализ планетарного редуктора методом Смирнова-Куцбаха.
Строим схему редуктора на чертеже предварительно приняв масштаб построения .
Строим картину скоростей:
Vc=0 так как звено 3 неподвижно и является МЦC
Строим картину угловых скоростей:
Определяем передаточное отношение:
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Теория механизмов и механика машин: учеб. для втузовК.В. Фролов
С.А. Попов А.К. Мусатов [и др.]; под. ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк 2003. – 497с.
Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб. пособие для втузов С.А. Попов Г.А. Тимофеев; Под. ред. К.В. Фролова. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 2004. – 458 с.:ил.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин И.И. Артоболевский . – М.: Наука 1988. – 640 с.
Теория механизмов и машин. Проектирование Под ред. О.И. Кульбачного. – М.: Высш. шк. 1770 – 388 с.
Теория механизмов и машин. Динамическое исследование установившегося движения машинного агрегата: Методические указания к выполнению первого разделша курсовой работы (проекта) для студентов всех специальностей. – Брянск: БГТУ 2000. – 44с.