Механизм установки для подачи деталей в термическую печь

1 лист.cdw

Планы скоростей механизма
Индикаторная диаграмма
Планы положений механизма
Диаграмма изменения кинетической энергии механизма
Д.2403.01.101.3Б.0000
Диаграмма Виттенбауэра
Диаграммы приведенных моментов сил сопротивления и движущих сил
Диаграмма приведенного момента инерции

3 лист.cdw

пз.doc

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ:
Рис. 1. Механизмы установки:
а – рычажный механизм для перемещения деталей с рольганга
б – индикаторная диаграмма;
в – планетарная и простая ступени редуктора;
г – кулачковый механизм подачи деталей на рольганг;
д – прямоугольный симметричный закон изменения аналога ускорения
коромысла кулачкового механизма.
Научной основой создания новых высокоэффективных надежных машин и
приборов и технологических линий является теория механизмов и машин –
наука об общих методах исследования и проектирования.
В свете задач стоящих перед машиностроительной промышленностью
особое значение приобретает качество подготовки высококвалифицированных
инженеров. Современный инженер-конструктор должен владеть современными
методами расчета и конструирования новых быстроходных автоматизированных
и быстроходных машин. Рационально спроектированная машина должна
удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и
создания наилучших условий для обслуживающего персонала а также
эксплуатационным технологическим и производственным требованиям. Эти
требования представляют собой сложный комплекс задач которые должны быть
решены в процессе проектирования новой машины.
Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в
выполнении анализа и синтеза проектируемой машины а также в разработке
ее кинематической схемы обеспечивающей с достаточным приближением
воспроизведение требуемого закона движения.
Для выполнения этих задач студент – будущий инженер – должен изучить
основные положения теории механизмов и общие методы кинематического и
динамического анализа и синтеза механизмов а также приобрести навыки в
применении этих методов к исследованию и проектированию кинематических
схем механизмов и машин различных типов.
Поэтому наряду с изучением курса теории механизмов и машин в учебных
планах предусматривается обязательное выполнение студентами курсового
проекта по теории механизмов и машин. Проект содержит задачи по
исследованию и проектированию машин состоящих из сложных и простых в
структурном отношении механизмов (шарнирно-рычажных кулачковых зубчатых
и т.д.). Курсовое проектирование способствует закреплению углублению и
обобщению теоретических знаний а также применению этих знаний к
комплексному решению конкретной инженерной задачи по исследованию и
расчету механизмов и машин; оно развивает у студента творческую
инициативу и самостоятельность повышает его интерес к изучению
дисциплины и прививает навыки научно-исследовательской работы.
Ход ползуна 5: Н = 09 м
Длина коромысла 3: lDE = 11 м
Координаты оси А: а = 105 м b = 036 м
Усилие сталкивания: FC = 10 кН
Массы звеньев рычажного механизма:
Частота вращения кривошипа 1: n1 = 078 обс
Момент инерции зубчатых колес приведенный к валу кривошипа 1:
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа = 005
Положение кривошипа при силовом расчете механизма φ1 = 45
Передаточное отношение планетарного редуктора U1h = 19
Модуль зубчатых колес планетарной ступени редуктора m1 = 3 мм
Число зубьев колес простой передачи:
Модуль зубчатых колес m = 5 мм
Ход толкателя кулачкового механизма hN = 00015 м
Угол поворота кулачка при удалении толкателя: φуд = 42º
Угол дальнего стояния толкателя: φдс = 20º
Допускаемый угол давления ДОП = 40º
I Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту
неравномерности движения (графическая часть – лист № 1)
1.Расчет размеров звеньев.
Угол качания коромысла 3:
2 Построение планов положений для 12 положений ведущего звена и
соответствующих им планов скоростей:
построения схемы механизма:
[pic]11160 = 0006875 ммм
Пересчитаем длины остальных звеньев поделив их значения на l.
Построение плана скоростей:
Скорость точки В VВ [pic](АВ):
VВ = 1 lАВ = 489·031 = 152 мс
где [pic] (314·468)30 = 489 радс – угловая скорость вращения
где VСВ – скорость движения точки С относительно точки В VСВ
VD = 0 – скорость точки D лежащей на стойке;
VCD – скорость движения точки C вокруг точки D VCD [pic](CD).
Угловая скорость вращения звена 2:
Скорость точки E определяется из пропорции:
где VLE – скорость движения точки L относительно точки E VLE
VL0 = 0 – скорость точки L0 лежащей на стойке;
VLL0 – скорость движения точки L относительно точки L0 VLL0(Y–Y).
Угловая скорость вращения звена 4:
Масштабный коэффициент построения плана скоростей:
где (pb) = 50 мм – длина вектора скорости точки B.
3.Структурный анализ механизма:
Степень подвижности:
W = 3 n – 2 P5 – P4 = 3 5 – 2 7 – 0 = 1
где n = 5 – число подвижных звеньев;
Р5 = 7 – число кинематических пар 5-го класса;
Р4 = 0 – число кинематических пар 4-го класса.
Структурная формула механизма:
I (0 1) II (2 3) II (4 5)
4. Построение графика моментов движущих сил и сил сопротивления
приведенных к ведущему звену в зависимости от угла поворота звена
приведения для цикла установившегося движения
Приведенный к ведущему звену момент сил сопротивления определяется по
где РПС – приведенная к ведущему звену сила сопротивления Н;
Результаты расчетов занесены в таблицу:
класс 2 класс Механизм 1-го
порядок 2 порядок класса
Проектирование зубчатой передачи
и планетарного редуктора
1. Выбор коэффициентов смещения инструментальной рейки
обеспечивающих требуемые свойства передачи:
По данным ([3] стр. 66-68) определены коэффициенты смещения:
- для шестерни Х1 = 0881
- для колеса Х2 = 0431
2. Расчет геометрических параметров зубчатых колес и передачи:
Радиусы делительных окружностей
r1 = (m Za) 2 =( 5 15)2 = 375 мм
r2 = (m Zb) 2 = (5 28)2 = 70 мм
Радиусы основных окружностей
rb1 = r1 cosα = 375 cos20 = 3523 мм
rb2 = r2 cosα = 70 cos20 = 6576 мм
Толщины зубьев по делительным окружностям
S1 = m ( 2 + 2 X1 tg20) = 5 (3142 + 2 0881tg20) =
S2 = m ( 2 + 2 X2 tg20) = 5(3142 + 20431tg20) = 942
inv αW = 2 tg α (X1 + X2) (Za + Zb) + inv α =
= 2 tg 20° (0881 + 0431) (15 + 28) + inv 20° = 00371
Радиусы начальных окружностей
rW1 = r1 cos α cos αW = 375cos20cos2645 = 3944 мм
rW2 = r2 cos α cos αW = 70cos20 cos2615 = 7363 мм
Межцентровое расстояние
aW = rW1 + rW2 = 3944 + 7363 = 11307 мм
Радиусы окружностей впадин
rf1 = r1 – m (125 – X1) = 375– 5(125 – 0881) = 3566 мм
rf2 = r2 – m (125 – X2) = 50 – 5·(125 – 0431) = 6591 мм
Радиусы окружностей вершин
ra1 = aW – rf2 – 025 m = 11307– 6591 – 0255 = 4592 мм
ra2 = aW – rf1 – 025 m = 11307 – 3566 – 0255 = 7617 мм
Шаг зацепления по делительной окружности
р = m = 3145 = 157 мм
Определение коэффициента перекрытия
Аналитическим способом:
αa1 = arccos (rb1 ra1) = arccos (3523 4592) = 399º
αa2 = arccos (rb2 ra2) = arccos (6576 7617) = 3031°
3. Расчет планетарного механизма:
Задаваясь значением х = 9 18 находим величину у = х ·(-U14(H)) =
По формуле [pic] где к – число сателлитов определяем количество
зубьев z3 на сателлите 3:
Z3 = 6·a; Z4 = y · Z3 = 54·a; из равенства (х + 1)·Z2·q = Z4- Z3
Z2 = 32·a где а = 2; 3; 4 Принимая а = 3 получаем:
Z1 = 48; Z2 = 96; Z3 = 18; Z4 = 162.
Полученные числа зубьев удовлетворяют условиям соосности
соседства и сборки а также требования наименьших габаритов механизма.
Расчет размеров колес планетарного механизма
d1 = mI Z1 = 3·48 = 144 мм
d2 = mI Z2 = 3·96 = 288 мм
d3 = mI Z3 = 3·18 = 54 мм
d4 = mI Z4 = 3·162 = 486 мм
построения схемы механизма l = 0002 ммм
Угловая скорость вращения колеса 1
Скорость точек на ободе колеса 1
[pic]93·01442 = 67 мс
построения картины линейных скоростей
[pic] 67100 = 0067 мс·мм
построения картины угловых скоростей
[pic]93 1012 = 0919 1с·мм
Проектирование кулачкового механизма
1 Построение графика первой производной и перемещения толкателя в
зависимости от угла поворота кулачка. Определение масштабов построения.
После построения графиков рассчитываются масштабные коэффициенты:
графика перемещения толкателя
2 Определение оптимального размера кулачкового механизма
Для определения оптимального размера кулачкового механизма
производятся необходимые графические построения (см. лист №4).
Из построения RMIN = 00397 м = 397 мм.
Rрол ( 03·Rmin = 03·00397 = 00119 м ( 119мм.
3 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного
Список использованной литературы:
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.:
Наука. Главная редакция физико-математической литературы 1988. – 640 с.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие
для втузов С. А. Попов Г.А.Тимофеев; Под общ. ред. К.В. Фролова. – М.:
Выш. шк. 2002. – 411 с.
для инж.-техн. спец. вузов. Кореняко А.С. и др. – Киев: Вища школа
Сборник задач по теории механизмов и машин. И. И. Артоболевский Б. В.
Эдельштейн. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической
литературы 1973. – 256 с.
Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности
движения (графическая часть – лист №1) . ..6
Силовое исследование рычажного механизма
(графическая часть – лист №2) ..11
Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора
(графическая часть – лист №3) 17
Проектирование кулачкового механизма
(графическая часть – лист №4) .20
Список использованной литературы 21

4 лист.cdw

2 лист.cdw.bak.cdw

Структурная группа 4-5
План сил ведущего звена 1
План скоростей механизма
План ускорений механизма
Д.2403.01.101.3Б.0000
Силовое исследование
Рычаг Н. Е. Жуковского

Титульный лист.doc

Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«ВОСТОЧНО-СИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
УНИВЕРСИТЕТ ТЕХНОЛОГИЙ И УПРАВЛЕНИЯ»
Кафедра «Механика и основы конструирования»
Руководитель проекта
к.т.н. доцент Д.Ц. Бальжанов
Механизм установки ДЛЯ ПОДАЧИ
ДЕТАЛЕЙ В ТЕРМИЧЕСКУЮ ПЕЧЬ
Пояснительная записка к курсовому проекту
«Теория механизмов и машин»
Д.2403.01.101.3Б.0000.ПЗ