Синтез и анализ механизмов брикетного станка

Лист 1.cdw

Структурная группа 4-5
Структурная группа 3-2
Структурная группа 1-0

Титульник.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
по теории механизмов машин и манипуляторов на тему:
«Синтез и анализ механизмов
Кинематический анализ рычажного механизма 5
1 Построение плана положения механизма 5
2 Выбор электродвигателя 5
3 Построение плана скоростей 6
4 Построение плана ускорений 7
Силовой анализ рычажного механизма 10
1 Расчет сил тяжести сил инерции моментов от сил 10
инерции и угловых ускорений.
2 Силовой расчет по группам Ассура. 10
3 Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского. 12
Синтез и анализ зубчатых механизмов 14
1 Синтез планетарного редуктора 14
2 План скоростей зубчатого механизма 16
3 Размеры эвольвентного зацепления 17
4 Построение эвольвентного зацепления 21
5 Построение графиков удельного скольжения 22
Синтез кулачкового механизма 23
1 Расчет передаточных функций 23
2 Определение основных размеров 24
3 Профилирование кулачка 25
4 Углы давления и скорости относительного скольжения 25
Список использованной литературы 28
Расчетно-пояснительная
Курсовая проект по ТММиМ

записка.docx

Научной основой создания новых высокоэффективных надежных машин приборов является теория механизмов и машин - наука изучающая общие методы структурного и динамического анализа и синтеза различных механизмов механику машин. Излагаемые в теории механизмов и машин методы пригодны для проектирования любого механизма и не зависят от его технического назначения а также физической природы рабочего процесса машины.
Курс теории механизмов и машин является вводным в специальность будущего инженера и поэтому имеет инженерную направленность в нем широко используется современный математический аппарат и изучаются практические приемы решения задач анализа и синтеза механизмов графические и графоаналитические.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин - один из основных видов изучения курса самостоятельная работа по комплексному проектированию и исследованию взаимосвязанных механизмов являющихся составными частями машин и машинных агрегатов.
В курсовом проекте по теории механизмов и машин решаются следующие задачи:
кинематический анализ рычажного механизма;
силовой анализ рычажного механизма;
проектирование кинематической схемы планетарного механизма и цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления;
синтез кулачкового механизма по заданной кинематической схеме и передаточной функции механизма.
Кинематический анализ рычажного механизма.
1 Построение плана положения.
Задаёмся длиной отрезка OA=54 мм вычисляем масштаб плана положения:
Остальные размеры на чертеже будут:
Теперь построим два крайних положения механизма а именно когда OA и AB выстраиваются в одну линию или лежат друг на друге. Далее от крайнего положения A0 делим окружность на части по 450 каждая. Методом засечек строим план положения механизма по известным размерам. (Лист 1).
2. Выбор электродвигателя.
По двум крайним точкам на чертеже планов положения механизма находим рабочий ход звена:
H=44314375=19385625 н;
Работу определяем как площадь фигуры построенной в осях Рпс SD:
Aпс=PпсdS=0005339114103=23737 Дж
Тогда работа двигателя:
Aдв=Апспм=2373708=2967125 Дж;
Tц=60n n-число оборотов кривошипа в минуту.
n=nэдU1HU5-6=1480132013=740 обмин;
Nдв=АдвТц=29671250081=36631Вт
По полученной мощности выбираем электродвигатель. Это двигатель марки 4А200М4У3 с мощностью 37 кВт.
3. Построение плана скоростей.
У кривошипа OA определяем скорость точки A:
=n30=31474030=7745 с-1
A=1lOA=7745011=851мс
Эту скорость изображаем отрезком pa=851 мм перпендикулярно звену OA тогда масштаб плана скоростей равен:
Точку b получаем проведя прямую через точку a перпендикулярную звену O1B до пересечения с прямой перпендикулярной звену AB и проходящей через полюс P.
pb=7665 мм; B=pb=766501=7665 мс
Точку с получаем из соотношения:
pc=pbO1CO1B=7665041034=9243мм.
Точку d получаем проведя прямую через точку c перпендикулярную звену CD до пересечения с прямой параллельной оси Y-Y и проходящей через полюс P.
pс=5616 мм; B=pb=561601=5616мс
Также из плана ускорения находим:
=ABlAB=abAB1=492801220005=448 с-1
=BlO1B=pbO1B1=766501680005=2254 с-1
=CDlCD=cdCD1=5193011150005=903 с-1
4.Построение плана ускорений.
Находим ускорение точки A:
aA1=aAn=12lOA=(7745)2011=65984мс2
Это ускорение изображаем отрезком pa=131968 мм параллельно звену AO (от A к O) тогда масштаб план ускорений будет равен
a=aOApa=65984131968=5 мс2мм
Точка B принадлежит одновременно звеньям AB и O1B. Рассматривая движение точки B по отношению к центрам A и O1 запишем:
aA=aA+aBAn+aBA (перпендикулярно BA)
aA=aO1+aBO1n+aBO1 ( перпендикулярно BO1)
aBAn=22lBA=(448)2033=66232 мс2
aBO1n=32lBO1=(2254)2034=17274 мс2
Вектор aBAn направлен параллельно BA от B к A. Вектор aBO1n направлен параллельно BO1 от B к O1. Направление танген-циальных ускорений указаны в скобках.
В соответствии с первым уравнением из n1 в направлении от B к A откладывается отрезок:
an2=aBAna=66232 5=13246 мм
Через точку n2 проводим прямую перпендикулярную BA (направление aBA). В соответствии со вторым векторным уравнением из точки p (так как aO1=0) параллельно BO1 в направлении от B к O1 откладывается отрезок:
pn3=aBO1na=172745=3455 мм
Через точку n3 проводим прямую перпендикулярную BO1 (направление aBO1). Отрезок pb изображает ускорение точки B.
pb=7679 мм; aB=pba=76795=38395 м2с
pc=pbO1CO1B=7679041034=926мм.
Ускорение точки D определится:
aDCn=42lDC=(903)20575=4688 мс2
На плане ускорений :
bn4=aDCna=46885=9376 мм
Из точки n4 восстанавливаем перпендикуляр до пересечения с горизонталью проходящей через полюс p. Точка пересечения – искомая точка C1.
pc=2125 мм; aC=pca=21255=10625 м2с
Также из плана ускорений находим:
as2=ps24=71435=35715 мс2;
as3=ps34=4635=2315 мс2;
as4=ps44=71935=35965 мс2;
=aBAlBA=93125220005=423273 с-1
=aBO1lBO1=68585680005=100853 с-1
=aCBlCB=82351150005=71565 с-1
Силовой анализ рычажного механизма
1. Расчет сил тяжести сил инерции моментов от сил инерции и угловых ускорений.
G4=m4g=11498=11172 Н;
Ф2u=m2aS2=6635715=23572Н;
Ф3u=m3aS3=822315=18983 Н;
Ф4u=m4aS4=11435965=4100 Н;
Ф5u=m5aC=4010625=4250 Н.
M2u=I22=09423273=380946 Hм.
M3u=I33=15100853=15128 Hм.
M4u=I44=471565=28626 Hм.
2. Силовой расчет по группам Ассура.
Отделяем первую структурную группу 4-5. Р0-5 направлена перпендикулярно линии движения звена 5. Реакцию Р34 раскладываем на две составляющие направлена по звену и направлена перпендикулярно нормальной составляющей реакции.
Для определения модулей неизвестных реакций строим многоугольник (план) сил
P34+P34n+Ф4И+Ф5И+G4+G5+PПС+P05=0
Из уравнения равновесия звена 4 в форме моментов относительно шарнира С находим
P34=G4h1+Ф4Иh2l+M4ИlBC=
=11172264+4100 5540005+286260575=6979 Н
Выбрав масштаб построения p=200 Нмм неизвестные P34 и P05 находим из плана построения:
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 2 и 3 нагружаем её дополнительной силой P34=-P34 реакциями P03 и P12 которые раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие. Затем составляем уравнение равновесия каждого из двух звеньев (BA и BO1) в форме моментов относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
P12=(Ф2Иh1-G2h2)l+M2ИlBA=
=(235723286-64682031)0005+380946033=1269751 Н
P03=(-Ф3Иh3-G3h4)l+M3ИlBO1=
=-18982411-803623410005+15128034=374879 Н
где плечи соответствующих сил замерены непосредственно из чертежа.
Далее построим план сил в масштабе p=200 Нмм:
P12+P12n+P03+P03n+Ф2И+Ф3И+G2+G3+P34=0
P12=P12+P12n по модулю P12=7317200=14634 Н
P03=P03+P03n по модулю P03=2256200=4512 Н
P32=-P23=P12+G2+Ф2И по модулю P32=2258200=4516 Н
Производим расчет кривошипа ОА вместе с зубчатым колесом Z6.
Данную группу строим в масштабе L = 0005 ммм.
На звено 1 действуют: реакция P12 и G1 неизвестные – силы зацепления Z5-Z6 и реакция на кривошип со стороны стойки Р10.
Усилие в зацеплении колес Z5-Z6 действует по линии зацеплении под углом 700 к линии межосевого расстояния.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения вала кривошипа ОА.
PZ5-Z6=P21*h1*105*dz6*sin70=14634*1842*000505*20*6*10-3*sin70=2390483 Н
а реакцию Р10 находим из плана сил 1 – Z6.
PZ5-Z6+P21+G1+P10=0.
Построив план сил в масштабе =20 Нмм находим
Mур=PZ5-Z6*0.5*dz6*sin70=23904*0.5*012*sin70=134774 Нм
3. Определение уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
Проверяем правильность силового анализа при помощи рычага Жуковского.
Переносим силы инерции веса полезных сопротивлений на повернутый план скоростей. Моменты сил инерции заменяем парами сил:
M2uPM2u=M2ulAB=380946033=115438 Н
M3uPM3u=M3ulO1B=15128034=444941Н
M4uPM4u=M4ulCD=286260575=497843 Н
В точке а1 прикладываем уравновешивающую силу РУР ра1.
Сумма действующих моментов активных сил и сил инерции относительно полюса равна 0 (плечи с чертежа).
-Ф2uh1-Ф3uh2-Ф4uh3-Ф5upd-G1h4-G2h5-
-G3h6-G4h7 - G5pd+P2muab+P3mupb+P4mubc-Pурpa+Pпсpd=0
-39211231+115439855+44494115331+4978431038661702
Уравновешивающий момент Mур=PурlOA=1244545011=
Расхождение результатов:
Mур=13689-13477413689100%=15%
Синтез и анализ зубчатых механизмов.
1. Синтез планетарного редуктора.
Схема зубчатой передач представлена на рисунке задания (стр. ). Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением U1H=-13. Для проектирования планетарной передачи примем метод сомножителей.
При остановленном водиле:
U14(H)=1-H4-H=1-1H=1-
U14(H)=U12(H)U34(H)=
При одинаковом модуле колес получаем:z1+z2=z4-
Где γ- коэффициент пропорциональности;
Представляем в виде сомножителей:
Z2Z1Z4Z3=С2С1С4С3=231=4620=22354=223102;
По формулам находим число зубьев для каждого варианта расположения:
)Z1=523+4γ=135γ; Z2=223+4γ=54γ;
Z3=45+2γ=28γ; Z4=232+5γ=161γ;
)Z1=102+23γ=250γ; Z2=223+2γ=50γ;
Z3=22+10γ=24γ; Z4=2310+2γ=276γ;
Из рассмотренных вариантов наиболее подходит для упрощения 1-ой вариант. При γ=1 получаем:
Проверяем передаточное отношение:
Расхождения с требуемым U=0 %.
Проверяем выполнение условия соседства:
Т.е. число саттелитов может быть к=1 к=2 к=19. С целью обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем к=3.
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 =m1-4·Z1=13·135= 1755 мм;
d2 = m1-4·Z2 =13·54= 702 мм;
d3 = m1-4·Z3 = 13·28= 364 мм;
d4 = m1-4·Z4 = 13·161 = 2093 мм;
d5 =m5-6·Z5 = 6·13 = 78 мм;
d6 =m5-6·Z6 = 6·20 = 120 мм.
2. План скоростей зубчатого механизма.
Строим план скоростей зубчатого механизма. Для этого проводим вертикальную прямую на которую сносим характерные точки: центры вращения колес и водила точки – Оi мгновенные центр скоростей саттелита – точка С ось вращения саттелита на водиле – точка А и полюс зацепления колес 1 и 2 – точка В и колес 5-6 - точка D.
Для построения плана скоростей необходимо знать скорость 2 точек. В данном случаи:
VO1=0 так как ось О неподвижна;
VD=r6=7745006=465 мс.
Из точки D проводим отрезок Dd=2325 мм.
Из точки B проводим горизонтальную прямую до пресечения с прямой проведённой из точки d через центр вращения водилы. Из точки А проводим прямую до пересечения с прямой проведённой из точки С через точку b получаем точку а. Соединяем точки d и О6 .
Строим план угловых скоростей. Для этого проводим горизонтальную прямую на которой откладываем отрезок ОН=1475 мм изображающий в масштабе частоту вращения водилы Н
Из точки Н проводим прямую параллельную оb до пересечения с вертикалью проведённой из точки 0. Получаем точку р – полюс плана скоростей. Из полюса проводим прямые параллельные законом распределения скоростей в звеньях механизма и получаем точки 125 и 6. Расстояние этих точек от 0 определяет в масштабе частоту вращения звеньев механизма.
Теперь передаточное отношение будет определятся:
-по плану линейных скоростей:
U1H=tg α1tg αH=tg 885tg 68=13;
-по плану угловых скоростей:
3 Размеры эвольвентного зацепления
Расчет эвольвентного зубчатого зацепления прямозубых колес нарезаемых стандартным инструментом реечного типа:
Межосевое расстояние не задано. Число зубьев колес передачи:
а)Выбираем коэффициенты смещения исходного производящего контура из условия отсутствия подрезания:
Для второго колеса коэффициент смещения выбираем исходя из рекомендации ISO:
x6 = 003 (30-z6) = 003 (30-20) = 03
б)Определяем угол зацепления:
что соответствует углу aw=2416.
в) Определяем коэффициент уравнительного смещения:
где у – коэффициент воспринимаемого смещения;
г) Определяем межосевое расстояние:
е) Определяем размеры колес.
делительные радиусы:
радиусы начальных окружностей:
Радиусы окружностей вершин:
ra = m(Z 2 + X + ha* – Δу)
ra5 = 6(13 2 + 0.24 + 1 – 005) = 4614 мм ;
ra6 = 6(20 2+03 + 1 – 005) = 675 мм .
Радиусы окружностей впадин: rf = m(Z 2 + X – ha* – C*)
rf5 = 6(13 2 + 024 – 1 – 025) = 3294 мм ;
rf6 = 6(20 2+03 – 1 – 025) = 543 мм .
Определяем размеры зуба:
h = m(2ha* + C* – Δy) = 6(2*1 + 025 – 0 05) = 132 мм .
Можно проверить правильность расчетов: h = ra – rf
h5 = 4614 – 3294= 132 мм ;
h6 = 675 – 543 = 132 мм .
Толщина зуба по дуге делительной окружности: S = m( 2 + 2X*tg α)
S5 = 6(314 2 + 2*024*tg(20)) = 1047 мм ;
S6 = 6(314 2 + 2*03*tg(20)) = 1073 мм .
Толщина зуба по дуге окружности вершин:
Sa = 2ra( (2*Z) + 2X*tg α Z + inv α – inv αa) .
Определяем значения углов αа = arccos(rв rа)
αа5 = arccos(3665 4614) = 374; αа6 = arccos(5638 675) = 3336 .
Sa5 = 2*4614(314 (2*13) + 2*024*tg(20) 13 + 0014904 –011197) =
Sa6 = 2*675(314 (2*20) +2*03*tg(20) 20+ 0014904 – 0075934) = 383 мм .
Допускается Sa ≥ 025m т.е. Sa ≥ 15 .
Определяем коэффициент перекрытия:
α = (Z5 (2*))(tg α5 – tg αW) + (Z6 (2*))(tg α6 – tg αW) =
= (13 (2*314)) (tg(374) – tg(2416)) + (20 (2*314)) (tg(3336) – tg(2416)) = 132 .
Допускается α ≥ 105 .
4 Построение эвольвентного зацепления.
Проводим линию равную межосевому расстоянию. Проводим окружности вычисленных радиусов. Эвольвенты зубьев в полюсе зацепления находим перекатыванием прямой без скольжения по основным окружностям. Эвольвенты ограничены радиусами вершин зубьев и радиусами основных окружностей.
Затем откладываем по делительным окружностям и по окружностям вершин зубьев толщины зубьев и определяем оси симметрии зуба после чего строим вторые эвольвенты зубьев. Далее по угловому шагу откладываем оси симметрии других зубьев и строим еще две пары.
Профиль ножки зуба оформляем сопряжением радиальной прямой с окружностью впадин.
На картине зацепления показываем теоретическую линию зацепления практическую линию зацепления АВ.
По данным картины зацепления
Расхождение результатов
Кроме этого по данным картины зацепления
5 Построение графика коэффициентов удельного скольжения
На картине зацепления двух колес через точки и перпендикулярно линии зацепления проводим прямые и в произвольном месте перпендикуляр к ним. Получаем систему координат с осями: параллельно линии зацепления ось радиусов кривизны эвольвенты перпендикулярно ей - ось коэффициента удельного скольжения . Ось разбиваем на части и получаем значения радиуса кривизны эвольвенты колеса 5 и колеса 6. По формулам:
где -длина теоретической линии зацепления.
Расчет коэффициентов удельного скольжения сводим в таблицу:
Значения коэффициентов удельного скольжения откладываем в масштабе . Полученные точки соединяем плавной кривой.
Синтез кулачкового механизма.
Кулачковый механизм с центральным поступательно движущимся толкателем. Закон изменения ускорения толкателя - параболический.
1 Расчет передаточных функций
Для определения основных размеров и построения профиля кулачка производим аналитический расчет перемещения выходного звена и первой производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка по зависимостям:
На фазе опускания эти функции обратно симметричны так как законы аналогичны а фазовые углы равны.
Значения текущего угла :
Результаты расчетов занесены в таблицу.
фаза подъема закон параболический
2 Определение основных размеров
Задачу об определении минимального радиуса кулачка решаем графическим методом. Построения выполняем в следующем порядке:
на вертикальной прямой берем произвольно точку (конец толкателя) и от нее откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе 0001 ммм в соответствии с таблицей:
в каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на которых откладываем отрезки равные (положительные значения в направлении вращения кулачка); конечные точки соединяем плавной кривой; получаем диаграмму .
проводим касательные к диаграмме на фазе подъема и фазе опускания под углом к вертикальной прямой до пересечения с ней. Не пересекаемая лучами область и является областью выбора центра вращения кулачка. Выбираем положение точки O центра вращения кулачка на линии движения толкателя; определяем радиус основной шайбы:
3 Профилирование кулачка
Строим центровой профиль кулачка методом обращения движения. Определяем минимальный радиус кривизны профиля
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
Принимаем мм. чтобы избежать заострения профиля кулачка.
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на мм от полученного центрового профиля кулачка.
4 Углы давления и скорости относительного скольжения
Значения угла давления и скорости относительного скольжения для каждого значения из фазы удаления определяем по формулам:
Значения откладываем в масштабе градмм значения углов давления градмм значения скорости относительного скольжения . Полученные точки соединяем плавной кривой.
Проделав данную курсовую работу ознакомились с основными понятиями и определениями теории механизмов и машин. Приобрели сведенья о структурном анализе схем механизмов усвоили сущность различных методов синтеза его этапы методику синтеза рычажных механизмов зубчатых механизмов и зацеплений. Рассмотрели аналитические и графические методы кинематического анализа механизмов методы силового расчета плоских рычажных механизмов.
Список использованной литература.
«Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» под общей редакцией Г.Н. Девойно Минск «Высшая школа» 1986 г.
В.А. Юдин Л.В. Петрокас «Теория механизмов и машин» Москва «Высшая школа» 1977 г.
Э.А. Горов С.А. Гайдай «Типовой лабораторный практикум по теории механизмов и машин» Москва «Машиностроение» 1990 г.
«Теория механизмов и машин» К.В. Фралов С.А. Попов Москва «Высшая школа» 1987 г.
И.И. Артоболевский «Теория механизмов и машин» Москва «Наука» 1975 г.

Лист 2.cdw

Синтез зубчатого и кулачкового
Картина эвольвентного
Синтез кулачкового механизма
Диаграмма изменения коэффициентов удельного скольжения
Картина эвольвентного зацепления М 25 : 1