Анализ и синтез технологической машины

атрошенко.docx

1.СТРУКТУРНЫЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПЛОСКОГО РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1Структурный анализ рычажного механизма
Структурная схема механизма
Строим таблицу звеньев определяем количество звеньев для чего каждому звену присваиваем порядковый номер начиная со стойки 1 и начального звена - номер 2 определяем характер движения звеньев и даем им наименование.
Таблица 1- Таблица звеньев
Сложное плоскопараллельное
Таблица 2- Таблица кинематических пар
Номер звена образующих кинематическую пару
Механизм рычажный плоский шестизвенный предназначенный для преобразования вращательного движения звена 2 в поступательное движение звена 6.
Определяем число степеней свободы механизма
Число подвижных звеньев: k=5;
Число кинематических пар 5-го класса:
Число кинематических пар 4-го класса:
Число степеней свободы:
I (12) II (34) II(56)
Формула строения механизма:
Данный механизм есть механизм II класса 2-го порядка.
2 Кинематический анализ механизма методом планов скоростей и ускорений
2.1 Построение планов положений
Выбираем масштабный коэффициент планов положений:
где ОА- изображающее значение размера звена механизма мм
- значение размера звена механизма м.
Определяем изображающие значения остальных звеньев:
2.2 Построение планов скоростей (положение 1)
Находим скорость точки А:
Определяем масштабный коэффициент плана скоростей:
Для нахождения скорости точки В записываем систему уравнений:
Скорость точки С определяем из теоремы подобия:
Для нахождения скорости точки D записываем систему уравнений:
Определяем угловые скорости звеньев:
Определяем скорости центров масс звеньев:
Аналогично рассчитываем линейные и угловые скорости для всех положений механизма. Полученные данные сводим в таблицу 3.
Таблица 3 –Сводная таблица скоростей
2.3 Построение плана ускорений (положение 1)
Находим ускорение точки А:
Определяем ускорение точки В:
Ускорение точки С определяем из теоремы подобия:
Определяем угловые ускорения звеньев:
Определяем ускорения центров масс звеньев:
ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
1 Построение динамической модели
1.1 Определение приведенного момента сил полезного сопротивления
Определяем силы тяжести звеньев:
Определяем массы звеньев:
Приведенный момент сил полезного сопротивления определяется по формуле:
где - сила тяжести i-го звена
- расстояние от полюса до скорости центра масс i-го звена спроецированного на вертикальную прямую.
- сила полезного сопротивления.
– угловая скорость звена на которое действует момент полезного сопротивления.
Приведенный момент сил полезного сопротивления для нулевого положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для первого положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для второго положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для третьего положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для четвертого положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для пятого положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для шестого положения определяется по формуле:
Приведенный момент сил полезного сопротивления для седьмого положения определяется по формуле:
1.2 Определение приведенного момента инерции
Величина приведенного момента инерции определяется по формуле:
где - кинетическая энергия i-го звена.
Приведенный момент инерции для нулевого положения:
Кинетическая энергия 2-го звена:
Кинетическая энергия 3-го звена:
Кинетическая энергия 4-го звена:
Кинетическая энергия 5-го звена:
Кинетическая энергия 6-го звена:
Приведенный момент инерции:
Приведенный момент инерции для первого положения:
Приведенный момент инерции для второго положения:
Приведенный момент инерции для третьего положения:
Приведенный момент инерции для четвертого положения:
Приведенный момент инерции для пятого положения:
Приведенный момент инерции для шестого положения:
Приведенный момент инерции для седьмого положения:
Таблица 4 - Сводная таблица
2 Силовой расчет плоского рычажного шестизвенного механизма
2.1 Построение картины силового нагружения механизма
Определяем значение всех сил действующих на механизм:
2.2 Силовой расчет 2-ой группы Ассура
Составляем векторное уравнение сил действующих на 5 и 6 звено:
Записываем уравнение моментов сил пятого звена относительно точки D:
где - плечо (расстояние от точки В до линии действия силы измеренное по перпендикуляру)
- масштабный коэффициент плана положений.
Из уравнения моментов сил определяем силу
Записываем уравнение моментов сил шестого звена относительно точки D:
Определяем масштабный коэффициент плана сил:
где – длина отрезка изображающая значение силы
Определяем остальные длины отрезков изображающие значение сил:
Из плана сил определяем значение неизвестных сил действующих на звенья:
Записываем векторное уравнение сил действующих на 6-ое звено:
Из плана сил определяем неизвестную силу:
2.3 Силовой расчет 1-ой группы Ассура
Составляем векторное уравнение сил действующих на 3 и 4 звено:
Записываем уравнение моментов сил третьего звена относительно точки В:
Записываем векторное уравнение сил действующих на 4-ое звено:
2.4 Силовой расчет входного звена
Записываем уравнение моментов сил второго звена относительно точки О:
Из уравнения моментов сил определяем уравновешивающий момент
Записываем векторное уравнение сил действующих на 2-ое звено:
СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
1 Геометрический расчет эвольвентной зубчатой передачи
Запишем известные величины:
Последовательность расчета приведена в таблице 5
Таблица 5-Последовательность расчета эвольвентной зубчатой передачи
Коэффициент смещения
Делительное межосевое расстояние
Межосевое расстояние
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Радиус делительной окружности
Радиус основной окружности
Радиус начальной окружности
Радиус окружности вершин зубьев и профильный угол
Радиус окружности впадин
Толщина зуба по делительной окружности
Толщина зуба по основной окружности
Толщина зуба по окружности вершин
2 Построение картины эвольвентного зубчатого зацепления
Для построения выбираем масштабный коэффициент:
где - межосевое расстояние; принимаем = 350 мм
Наносим положение осей вращения и проводим межосевую линию.
Проводим дуги начальных окружностей и отмечаем полюс зацепления Р в точке их контакта.
Строим остальные окружности по радиусам соответственно:
Проводится общая касательная к основным окружностям она должна обязательно пройти через полюс зацепления. Так как данная касательная является линией зацепления то отмечаются на ней характерные точки: N1 и N2.
Строятся эвольвенты зубчатых колес соприкасающиеся в полюсе зацепления Р. Для построения профиля зуба первого колеса отрезок N1P делим на равные части (обычно на 4-5 частей).
Эти отрезки (принимая их равными длинам дуг) откладываются по основной окружности вправо и влево от точки N1 и отмечаются точки 012345 и т. д. При этом вправо откладывается столько отрезков на сколько равных частей разбит отрезок N1P. Нумерация точек ведется справа налево. Через эти точки проводятся касательные к основной окружности и на них откладываются единичные отрезки число которых соответствует номеру точки из которой проведена касательная. Так на касательной проведенной из точки с номером 5 откладывается 5 единичных отрезков. Плавная кривая проведенная через полученные точки является эвольвентным профилем правой части зуба первого колеса.
Для построения противоположной стороны зуба необходимо провести его ось симметрии. Её положение можно определить путем откладывания половины толщины зуба по делительной окружности.
Отложив по делительной окружности хорду равную найдем положение осей симметрии смежных с первым зубом по законам симметрии строим их профили.
Рассчитываем коэффициент перекрытия зубчатой передачи:
3 Синтез планетарного механизма
Определяем передаточное отношение планетарного механизма:
Число зубьев каждого колеса определяем по формулам:
Для первого сочетания:
Принимаем q=18 тогда получаем:
Для второго сочетания:
Принимаем q=9 тогда получаем:
Для третьего сочетания:
Принимаем q=6 тогда получаем:
Для четвертого сочетания:
Принимаем тогда получаем:
Проверка условия соседства:
661005 – условие не выполняется.
66>0503 – условие выполняется.
Проверка условия сборки:
Принимаем второе сочетание.
Определяем диаметры колес:
Выбираем масштабный коэффициент для планетарного механизма:
где – величина окружности изображающее значение диаметра колеса.
Определяем величины окружностей остальных колес:
Определяем скорость в точке А:
Определяем масштабный коэффициент плана линейных скоростей:
где - величина отрезка изображающая скорость точки А.
Определяем скорости в точках bh:
Для построения плана угловых скоростей проводим горизонтальную прямую и через нее проводим полюс ОР равный 40 мм. Проводим прямые через точку Р параллельно прямым 1-12-23-3h-h ( на плане линейных скоростей) до пересечения с горизонтальной прямой.
Определяем масштабный коэффициент плана угловых скоростей:
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение кинематических диаграмм движения
По заданному закону движения толкателя кулачкового механизма вычерчивается диаграмма аналогов ускорения . Определяем масштабный коэффициент по оси абсцисс:
где – углы соответствующие фазам дальнего стояния возврата и удаления.
Вычерчиваем закон движения принимаем расстояние до полюса равное 50 мм.
Диаграмму аналога скоростей строим путем графического интегрирования методом хорд диаграммы аналога ускорений. Аналогичным образом строится и диаграмма перемещений.
После построения диаграмм перемещений определяем их масштабные коэффициенты по следующим формулам:
где - максимальное перемещение кулачка.
– расстояния до полюса.
2 Определение основных размеров кулачкового механизма
Вычислим действительные значения аналогов ускорений аналогов скоростей и перемещения используя следующие выражения:
Результаты заносим в таблицу:
Выбираем масштабный коэффициент для динамического синтеза кулачка:
Строим диаграмму зависимости перемещения от аналога скорости:
S = f (ds dφ ) . Для этого по оси ординат откладываются от начала координат перемещения толкателя (смотри таблицу ) в масштабе s .Через полученные точки В1 В2 В3 проводятся прямые параллельные оси абсцисс
На этих прямых откладываются отрезки характеризующие значения аналогов скоростей в масштабе. Соединив плавной кривой концы отложенных отрезков получим кривую S = f (ds dφ) . Проведем к этой кривой касательные под углами к оси S . За центр вращения кулачка О можно принять любую точку лежащую внутри заштрихованной области. В нашем случае радиус основной шайбы кулачка равен:
3 Профилирование кулачка
Построение профиля кулачка с роликовым толкателем обычно производится в следующем порядке:
)Проводится окружность радиусом R0
)Проводится окружность радиусом равным
Касательно к окружности радиуса е проводится линия движения толкателя. Точка пересечения А0 этой прямой с окружностью R0 определит положение центра ролика.
)От точки А0 откладываются перемещения толкателя в соответствии с диаграммой перемещения
)В сторону противоположную вращению кулачка откладываются фазовые углы которые делятся на равные части согласно делению их на кинематических диаграммах. Полученные точки соединяются с центром вращения кулачка.
)Точка А1 определяется путем проведения дуги окружности радиусом ОА1 с лучом О1.
)Аналогично определяются остальные точки центрального профиля кулачка.
Полученные точки соединяются плавной кривой которая и представляет собой центровой профиль кулачка.
Рабочий профиль кулачка представляет собой эквидистантную кривую отстающую от центрального профиля на величину радиуса ролика толкателя.
Радиус ролика определяется из соотношения:
Построение эквидистантной кривой осуществляется путем проведения дуг окружностей радиуса центр которых располагается на центровом профиле кулачка.

Список использованных источников.docx

5. Список использованных источников
Теория механизмов и машин и манипуляторов: практическое руководство по одноименному курсу для студентов дневной и заочной форм обучения машиностроительных специальностей Авт.-сост.: В.И. Глазунов; Д.Г. Кроль – Гомель: ГГТУ им.П.О.Сухого 2004 – 82с.
Методическое указание к курсовому проекту по курсу «Теория механизмов и машин». Часть 1. Синтез кулачковых механизмов авт. – сост.: Н.В. Иноземцева Д.Г. Кроль М.Н. Лискович – Гомель:ГГТУ им. П.О. Сухого 2010-40с.
В курсовом проекте 3 листа формата А1. Листы имеют следующие наименования:
Первый лист – кинематический и силовой анализ плоского рычажного механизма
Второй лист – синтез и анализ зубчатой передачи
Третий лист – синтез кулачкового механизма

Чертеж4.cdw

Диаграмма перемещений
Диаграмма аналога скоростей
Диаграмма аналога ускорений
Динамический синтез кулачка
Профилирование кулачка
кулачкового механизма

Чертеж5.cdw

Чертеж6.cdw

Эвольвентное зубчатое зацепление
План линейных скоростей
План угловых скоростей