• RU
  • icon На проверке: 31
Меню

Курсовая работа по теории машин и механизмов

  • Добавлен: 12.08.2012
  • Размер: 481 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

чертежи, ПЗ

Состав проекта

icon
icon
icon Записка 151.doc
icon Лист 1-151.dwg
icon Лист 2-151.dwg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Записка 151.doc

СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА3
ПЕРВАЯ ЗАДАЧА КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА4
ВТОРАЯ ЗАДАЧА КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА5
ТРЕТЬЯ ЗАДАЧА КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА МЕХАНИЗМА7
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР ДЛЯ ГРУППЫ АССУРА10
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР ДЛЯ ГРУППЫ АССУРА12
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ РЕДУКТОР .17
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ18
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПЕРЕКРЫТИЯ23
СИНТЕЗ и АНАЛИЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА 22
Размеры звеньев рычажного механизма:
Частота вращения кривошипа 1: n1=1480 обмин.
Массы звеньев рычажного механизма: т2=20кг; т3=15кг; т4=5кг; т5=40кг;
Сила полезного сопротивления Ртах=50000 Н.
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
Для этого чертим данный механизм и проставляем на нем все подвижные звенья а заглавными буквами латинского алфавита обозначаем все кинематические пары и класс кинематической пары.
О (0-1) –вращательная кинематическая пара пятого класса
А (1-2) - вращательная кинематическая пара пятого класса
В (2-3) - вращательная кинематическая пара пятого класса
О1 (3-0) - вращательная кинематическая пара пятого класса
С (2-4) - поступательная кинематическая пара пятого класса
С (4-5) - вращательная кинематическая пара пятого класса
D (5-0) - поступательная кинематическая пара пятого класса
1 Определяем степень подвижности механизма
где n – число подвижных звеньев;
р5 – число кинематических пар пятого класса
р4 - число кинематических пар четвертого класса
Лишних степеней свободы высших кинематических пар пассивных связей в механизме нет.
2 Отсоединяем от механизма группу Ассура второго класса
При этом оставшийся механизм должен продолжать работать а степень подвижности его не меняется.
Рис.2 – группа Ассура 2-го класса 2-го порядка 2-го вида
Рис.3 – группа Ассура 2-го класса 2-го порядка 2-го вида
Рис.4 – группа Ассура 1-го класса 1-го порядка
Весь механизм 2-го класса 2-го порядка 2-го вида.
ПЕРВАЯ ЗАДАЧА КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА
1 Выбираем масштаб схемы механизма
Масштаб должен быть таким чтобы длины всех отрезков вошли на чертеж. Он должен браться из стандартного ряда.
где ОА – отрезок длинны шатуна на плане мм
Строим восемь положений механизма.
Для этого на ватмане чертим две оси. На пересечении их устанавливаем циркуль размер которого равен длине кривошипа на чертеже и проводим окружность. Данную окружность разбиваем на восемь частей. Полученные линии будут являться положениями кривошипа.
ВТОРАЯ ЗАДАЧА КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА
1 Определяем скорость ведущего звена
где w1 – угловая скорость ведущего звена с-1
где n – частота вращения кривошипа обмин
2 Определяем масштаб плана скоростей
где V’A – отрезок скорости ведущего звена на плане скоростей мм
3 Определяем скорость группы Ассура для каждого положения
VВА – скорость т.В относительно т.А
VВ01 – скорость т.В относительно т.O1
где VС4С2 – скорость ползуна 4 относительно коромысла 2
План аналогов скоростей построен на рис.6. Построение выполняется в следующем порядке. Из точки р откладывается вектор Ра ОА в сторону вращения точки А вместе со звеном1. Через а проводят перпендикуляр к АВ а через полюс прямую ВО1. В пересечении прямых фиксируется точка b вектор рb изображает аналог скорости VB точки В. Затем из подобия определяем скорость С2. Построим вектор С2. Затем из конца вектора С2 проводим прямую параллельную коромысле. Из полюса Р проводим прямую Х. На пересечении получится вектор Рс Величины аналогов линейных скоростей определяются с использованием масштаба
Длина каждого вектора является скоростью для каждого звена
3 Определяем скорость т. В относительно точки А
где [ав]x – длина отрезка P a для х – положения мм mV=0186
4 Определяем скорость ползуна в каждом положении
Скорость точки С4 относительно т С2
определим геометрически при помощи подобия
Числовые значения длин отрезков и скоростей приведены в таблице1
4 Определяем угловую скорость шатунов в каждом положении
где VВА – скорость шатуна в х положении мс
где VВ – скорость кулисы в х – положении мс
Числовые значения угловых скоростей приведены в таблице 2
ТРЕТЬЯ ЗАДАЧА КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА МЕХАНИЗМА
1 Определяем ускорение для ведущего звена
где а0 – ускорение в точке 0 мс2
где аnАО – нормальная составляющая ускорения аАО мс2
аtАО – тангенциальная составляющая ускорения аАО мс2
так как 1=const то аtАО=0
2 Определяем ускорение для группы Ассура в каждом положение
Ускорение будем определять для 7-го положения.
аВA – ускорение звена ВА мс2
аnBA – нормальная составляющая ускорения аBA мс2
аtBA – тангенциальная составляющая ускорения аBA мс2
ак – кариолисово ускорение мс2
где – скорость шатуна в 7-ом положении
3 Определяем масштаб плана ускорения
где а’А – отрезок ускорения ведущего звена на плане ускорения в 7-ом положении мм.
4 Определяем нормальные ускорения
При построении плана ускорениене учитываем.
5 Определим кориолисово ускорение
VC2C4 – скорость ползуна 4 относительна шатуна 2
угловая скорость шатуна 3.
Направление определяется правилом левой руки.
Величины линейных ускорений определяется измерением отрезков на плане и умножением их на масштаб
6 Определяем угловые ускорения звеньев.
Направление углового ускорения звена определяется переносом вектора тангенциального ускорения звена из плана ускорений в ту точку плана механизма в которую он направлен стрелкой.
Строим план ускорения.
Построение проводят в следующем порядке. Из точки откладывают вектор аОА в направлении от точки А к точке О механизма. Затем из а проводят вектор аn2ВА (от В к А ) и через его конец — перпендикуляр к а из точки откладывают отрезок ВО . Затем из n3 проводим перпендикуляр к Пересечение перпендикуляров дает точку b а вектор b изображает аналог ускорения ав точки В. Такая процедура построения представляет собой графическое решение системы векторных уравнений (18) аd определяется графически с использованием векторного уравнения (19). Ускорение определим с помощью подобия:
Величины аналогов линейных ускорений определяются измерением отрезков на плане и умножением их на масштаб.
7 Определим ускорения центра тяжести шатуна ВА ВО1 и СD.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР ДЛЯ ГРУППЫ АССУРА 4-2
1 Определяем силу тяжести звена 5
где m5 – масса шатуна кг
g – ускорение свободного падения мс2
2 Определяем силу инерции звена 5
где аS5 – ускорение относительно центра масс шатуна в 7-ом положении
3 Определяем силу тяжести звена 4
4 Определяем силу инерции звена 5
где аS4 – ускорение относительно центра масс шатуна в 7-ом положении
5 Спроецируем все силы на ось Х
где R42 –реакции с которой стойка действует на ползун Н
cos100 - определяется из чертежа
6 Составим векторное уравнение
где R50 – реакция в стойке
8 Определяем на графике длины всех сил
где Zx – действующая сила
Численные значения длин векторов сил на графике приведены в таблице 6
Силы меньше 2мм не учитываем при построении плана.
Строим план сил и найдем R05
На ватмане берем произвольную точку. В эту точку с заданного положения механизма для расчета переносим векторы всех известных силы в масштабе и в соответствии с их направлениями.. Так как у нас векторное уравнение то вектора сил переносятся так же параллельно в конец предыдущего вектора. Соединим конец последнего вектора с началом первого мы получим вектор R05
9 Определяем силу с которой действует кулиса на группу Ассура
где l– длина вектора R12 на графике мм
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР ДЛЯ ГРУППЫ АССУРА 2-3
1 Определяем силу тяжести шатуна 2
где m2 – масса шатуна кг
2 Определяем силу тяжести кулисы 3
где m3 – масса кулисы кг
3 Определяем силу инерции шатуна 2
где аS2 – ускорение относительно центра масс ползуна в 7-ом положении
4 Определяем силу инерции кулисы 3
где аS3 – ускорение относительно центра масс ползуна в 7-ом положении
5 Найдем сумму всех сил относительно точки В для звена 2
где R12 –реакции с которой стойка действует на шатун Н
Плечи сил на чертеже:
h12=200мм – плечо силы реакции R12 относительно точки В мм
h24=156мм – плечо силы реакции R24 относительно точки В мм
hи2=62 мм – плечо силы инерции шатуна относительно точки В мм
h2 =100 мм - плечо силы тяжести шатуна относительно точки В мм
6 Найдем сумму всех сил относительно точки В для звена 3
где R03 –реакции с которой стойка действует на опору Н
h03=130мм – плечо силы реакции R12 относительно точки В мм
hи3=57 мм – плечо силы инерции шатуна относительно точки В мм
h3 =18 мм - плечо силы тяжести шатуна относительно точки В мм
7 Составим векторное уравнение
где – нормальная реакция в шарнире т. O1
- нормальная реакция в шарнире т.
9 Определяем на графике длины всех сил
Силы меньше 2 мм не учитываем при построении плана.
Строим план сил и найдем
На ватмане берем произвольную точку. В эту точку с заданного положения механизма для расчета переносим векторы всех известных силы в масштабе и в соответствии с их направлениями. Так как у нас векторное уравнение то вектора сил переносятся так же параллельно в конец предыдущего вектора. Соединим конец последнего вектора с началом первого мы получим вектора
10 Определяем силу с которой действует кулиса на группу Ассура
где l – длина вектора R03 на графике мм
РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ЗВЕНА.
1 Приложим к звену все известные силы
2 Сила тяжести кривошипа момент инерции силы инерции не учитываются т.к. они малы по сравнению с действием других сил.
3 Приложим к ведущему звену силу реакции группы Ассура
4 Приложим неизвестную силу
Направление и линию действия этой силы Рур мы незнаем. Приложим эту силу в любой точке кроме оси вращения кривошипа. Для удобства приложим ее в конце кривошипа под прямым углом к нему
5 Найдем сумму моментов всех сил относительно точки О
где =48 – плече силы относительно точки О м
=35 – плече силы относительно точки О мм
hу=60 – плече силы Рур относительно точки О мм
6 Составляем векторное уравнение
R01 – сила с которой стойка действует на кривошип Н
Строим план сил и найдем R01
Для этого на ватмане возьмем произвольную точку. Начинаем переносить вектора с этой точки. Переносим все векторы параллельно самим себе друг за другом. Для нахождения вектора R01 соединяем линией конец последнего вектора с начальной точкой. Указываем направление.
7 Определяем численное значение силы R01
где l – длина вектора R01 на графике
1 Построения сил на плане скорости
Берем план скорости для заданного положения механизма для расчета и поворачиваем его на 900. Теперь все силы параллельно самим себе переносим со схемы нагрузки сил на механизм в соответствующие точки плана скоростей (Рис. 5)
2 Составляем векторное уравнение
где hу =150 мм– плече силы Pу относительно полюса мм
h5 =76 мм– плече силы G5 относительно полюса мм
h2 =63 мм– плече силы G2 относительно полюса мм
h3 =17 мм– плече силы G3 относительно полюса мм
hи2 =57 мм– плече силы Pi2 относительно полюса мм
hи3 =11 мм– плече силы Pi3 относительно полюса мм
Сила направлена в противоположную сторону.
3 Сравнение результатов
Полученный результат уравновешенной силы полученный методом рычага Жуковского сравниваем с полученным результатом уравновешенной сила при расчете ведущего звена. Разница этих данных не должна превышать 15%.
где РЖур – уравновешивающая сила полученная методом рычага Жуковского Н
РВЗур – уравновешивающая сила полученная при расчете ведущего звена Н
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ РЕДУКТОРА
1 Определение передаточного числа планетарного редукторов с одним внешним зацеплением
Исходные данные: Z1=115; Z2=25; Z3=135; Z5=14; Z6=18; m=8 nH=2100 обмин.
– неподвижное звено;
4 –подвижные колеса
6 –подвижное Н – водило;
2 Определяем передаточное отношение от подвижного колеса 1 к колесу 6
где - передаточное отношение от 5-го колеса к 6-ому.
3 По условию соседства сателлитов:
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Для определения коэффициента смещения воспользуемся формулой:
где Z=Z1+Z2=14+18=32
Х1=0.03(30-Z1)=0.03(30-14)=0.48
Х2=0.03(30-Z2)=0.03(30-18)=0.36
Подсчитаем размеры элементов зацепления
Шаг зацепления по делительной окружности мм
где: модуль зацепления мм
Угол зацепления в проектируемой передаче
где определяется по таблице значений эвольвентой функции;
угол профиля исходного контура;
Радиус делительной окружности мм
где: - модуль зацепления мм;
- число зубьев шестерни и колеса.
Радиус основной окружности мм
где: - радиус делительной окружности мм;
=20- угол профиля инструментальной рейки °.
Радиус начальных окружностей мм
Толщина зуба по делительной окружности мм
где: P- шаг зацепления по делительной окружности мм;
- угол профиля инструментальной рейки °;
Х- коэффициент смещения инструментальной рейки;
т- модуль зацепления мм.
Радиус окружности впадин мм
где ha *=1– коэффициент высоты зуба рейки;
с*0=025 – коэффициент радиального зазора
Межосевое расстояние мм
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Межосевое расстояние проектируемой передачи мм
Радиусы окружностей вершин зубьев мм
Проверка правильности решений
Толщина зубьев по основной окружности мм
Толщина зубьев по окружности вершин мм
Радиус галтели сопряжения зуба с окружностью впадин мм
где: т- модуль зацепления мм.
Порядок построения эвольвенты
На линии центров колёс от точки Р (полюса зацепления) откладываем радиусы и – начальных окружностей и строим эти окружности (Лист2).
Строим основные окружности радиусами и и касающуюся их нормаль nn проходящую через полюс зацепления.
Строим эвольвенты которые описывает точка Р прямой nn при перекатывании её по основным окружностям.
Строим окружности вершин зубьев (радиусы и ) и окружности впадин (радиусы и ).
Соединяем эвольвенты зубьев с окружностями впадин галтелями (радиусом).
Строим делительные окружности колёс (радиусы и ).
По делительным окружностям откладываем от эвольвент половины толщин соответствующих зубьев и получаем оси симметрии последних.
Симметричным переносом соответствующих точек достраиваем вторые половины зубьев.
И соответствующим образом достраиваем остальные зубья.
Точками А и В выделяем активную часть линии зацепления. Радиусами из этих точек определяем рабочие участки профилей зубьев и выделяем их штриховкой.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПЕРЕКРЫТИЯ
где: АВ- длина практической линии зацепления мм;
- шаг по основной окружности мм.
Коэффициент перекрытия теоретический:
СИНТЕЗ И АНАЛИЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
-масштаб фазовых углов
где - рабочий угол поворота кулачка
Угол поворота между вспомогательной прямой и осью
Артоболевский И.И Теория механизмов и машин: Учеб. Для втузов. – 4-е. Изд. перераб. И доп. – М.: Наука. 1988. 640с.
Кореняко А.С. Курсовой проект по теории механизмов и машин: издательство Высшая школа; 1979 332 стр.
Болотовская Т.П. Справочник по коррегированию зубчатых колес: М.: Машгиз 1962

icon Лист 1-151.dwg

Xref Рамака_штампа_л1
План скоростей в 8-ми положениях:
План ускорения рабочего хода
Кинематическая схема механизма в 8-ми положениях:
План ускорения холостого хода
Кинематический и силовой
Курсовая работа по ТММ
Силовой расчет механизма

icon Лист 2-151.dwg

Xref Рамака_штампа_л1
Характеристики зацепления
График коэффициента относительного скольжения
График коэффициента удельного давления
Параметры зацепления
Курсовой проект по ТММ
Картина линейных скоростей
Картина угловых скоростей
Результаты синтеза и анализа
Внешнее зубчатое эвольвентное зацепление
up Наверх