Курсовой проект по ТММ рисунок 3 вариант 9

list1.doc

1 КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
Структурный анализ механизма
Рисунок 1.1. – Структурная схема механизма
Количество звеньев в механизме n = 5 кинематических пар V класса P5=7. Данные о кинематических парах приведено в табл. 1.1.
Звенья кинематической пары
Класс кинематической пары
Таблица 1.1. – Характеристика кинематических пар
По формуле Чебышева определяем степень свободы механизма:
де n = 5 – количество движущихся звеньев; р5 = 7 – количество кинематических пар V класса; р4 = 0 – количество кинематических пар IV класса.
Тогда:W=35 – 27– 0 = 1.
Это значит что в данном механизме должно быть одно начальное звено. За начальное принимаем кривошип механизма ОА. Раскладываем механизм на структурные группы начиная с наиболее удаленной группы Асура.
Выделяем звено которое состоит из звеньев (4-5)
) W = 3n - 2 p5 = 3·2–2·3 = 0
Группа Ассура 2 класса 2 порядка 2 вида.
Выделяем звено которое состоит из звеньев (2–3)
Кривошип 1 вместе со стояком О1 составляют механизм класса.
В целом рассматриваемый механизм есть механизмом II класса. Для такова механизма можно записать формулу строения:
2 Построение планов механизма
Кинематическую схему строим в масштабе
где – действительное расстояние между двумя шарнирами м; (ОА) – длинна отрезка мм которая изображает расстояние между двумя шарнирами на плане механизма.
Построение кинематической схемы начинаем с отложения расстояния между двумя шарнирами точками О1 и А. Строим круг с центром в т. О1 и радиусом О1А (О1А = lO1Al ).
Определяем крайние положения точки В:
Продлеваем луч проведенный из точки т. В через т. О до пересечения с окружностью с центров в т. О. Полученная точка А0 будет крайним положением кривошипа (мертвая точка).
От полученной точки А0 траекторию движения точки А разбиваем на 12 ровных частей и нумеруем полученные точки в направлении вращения кривошипа. Методом засечек в размере (ВC) из точек Аі делаем засечки на дуге положений точки В. Из полученных точек методом засечек в размер (ВD) по линии движения ползуна получаем точки Dі.
3 Построение планов скоростей
Построение планов скоростей рассмотрим на примере 1-го положения механизма. Из полюса Рv плана скоростей за направлением вращения кривошипа перпендикулярно О1А откладываем в масштабе вектор скорости точки А величина которого
Принимаем длину отрезка изображающего вектор скорости точки А Ра1= 113 мм. Тогда масштаб плана скоростей
Скорость точки В которая лежит на звене АВ и ВС можно определить через скорость точек А і С. Вектор скорости точки А известен по величине и направлению скорость точки С VС=0. Тогда можно записать векторное уравнение
На плане скоростей из точки а проводим перпендикулярно звену АВ прямую которая определяет направление скорости VАВ а из полюса проводим линию перпендикулярно звену ВС. Отрезки аb в Рb в масштабе v изображают векторы скоростей VАB і VВ
Скорость точки D которая лежит на стояку О и ползуну 5 можно определить через скорость точек B і Dо. Вектор скорости точки B известен по величине и направлению скорость точки Dо VDo=0. Тогда можно записать векторное уравнение
На плане скоростей из точки b проводим перпендикулярно звену ВD прямую которая определяет направление скорости VВD а из полюса проводим линию параллельно направляющей которая определяет направление скорости точки D относительно стояка. Отрезки bd в Рd в масштабе v изображают векторы скоростей VBD і VD.
Для определения действительных значений величин скоростей измеряем соответствующие отрезки в мм на плане скоростей и умножаем их на масштабный коэффициент v.
Для положения 1 абсолютные скорости равны:
VВ = ( Рв ) v= 46 001 = 046 мс;
VS2 = ( Рs2 ) v= 61 001 = 061 мс;
VS3 = ( Рs3 ) v= 23 001 = 023 мс;
VD = ( Рd ) v= 42 001 = 042 мс;
VS4 = ( Рs4 ) v= 38 001 = 038 мс.
Относительные скорости:
VAВ = (ав ) v= 122 001 = 122 мс;
VBD = (bd ) v= 47 001 = 047 мс.
Определяем угловые скорости звеньев 2 3 и 4:
Для 5-го положения абсолютные скорости равны:
VВ = ( Рв ) v= 80 001 = 08 мс;
VS2 = ( Рs2 ) v= 46 001 = 046 мс;
VS3 = ( Рs3 ) v= 4 001 = 04 мс;
VS4 = ( Рs4 ) v= 34 001 = 034 мс.
VAВ = (ав ) v= 113 001 = 113 мс;
VBD = (bd ) v= 80 001 = 08 мс.
4 Построение планов ускорений
Определяем ускорение в точке А:
Примем длину отрезка () который изображает вектор ускорения точки а равной 1065 мм. Тогда масштаб плану ускорений:
Из произвольной точки которая принята за полюс плана ускорений откладываем параллельно звену О1А вектор в направлении от А до О1.
Для определения ускорения точки В составим векторные уравнения:
где – вектор нормального ускорения точки B;
– вектор нормального ускорения звена СВ.
Вычисляем значение вектора нормального ускорения:
От точки а на плане ускорений откладываем параллельно к АВ отрезок и получаем точку n1 . Через полюс Pa проводим луч параллельный ВС через точку n1 проведем луч перпендикулярный к прямой аn1 а через точку n2 проведем луч перпендикулярный к прямой Pan2. Точку пересечения этих лучей обозначим в. Соединим точки в і а.
Измеряем отрезки: Paв і вn1 . Тогда:
Зная положение центров масс S2 по аналогии с планом скоростей находим за правилом подобия точку S2 на плане ускорений. Соединив полученную точку с полюсом плану ускорений вычисляем ускорение центра масс звена АВ:
Для определения ускорения точки D составим векторные уравнения:
где – вектор нормального ускорения точки D;
По результатам построения определяем ускорения:
Угловое ускорение кривошипа 1 = 0 потому что звено вращается равномерно. Значение углового ускорения звеньев:
5 Построение кинематических диаграмм.
Кинематическая диаграмма представляет собой графическое изображение изменение одного из кинематических параметров (перемещения скорости и ускорения). Строим оси координат S-t и на оси абсцисс откладываем отрезок L= 240 мм изображающий время полного одного оборота кривошипа в масштабе:
Отрезок L делим на 12 равных частей и в соответствующих точках 123 по оси ординат откладываем расстояние SD1 SD2 пройденные точкой D от ее крайнего положения D0.
Когда кривошип придет в начальное положение А0 ордината кривой (S-t) будет равна нулю. Соединяем последовательно плавной кривой полученные точки. Кривая и будет диаграммой расстояний точки В.
Для построения диаграммы скорости (-t) поступаем так:
под диаграммой (S-t) строим оси координат О В О t и на продолжении оси Оt влево откладываем отрезок
из точки P проводим лучи Р2; Р3 параллельно хордам кривой (S-t) на участках 0’1 1’2 2’3
Эти лучи отсекут на оси ОD отрезки 01 02 03 пропорциональные средней скорости D на соответствующей диаграммы; в масштабе:
отложим эти отрезки на средних ординатах соответствующих участков;
соединим ряд полученных точек 1 II III плавной кривой; эта кривая будет диаграммой скорости (D-t).
Имея диаграмму скоростей (D-t) аналогично строим диаграмму ускорений (aD – t) в масштабе:

list4.doc

4 Синтез и кинематический анализ планетарного механизма
Выполнить синтез планетарной передачи которая входит в состав привода (рис. 4.1) с такими выходными данными:
частота вращения двигателя: nдв = 860 обмин;
частота вращения кривошипа: n1 = 90 обмин;
количество зубцов колес: =10 =20;
модуль ступени редуктора 7 мм;
модуль зубчатых колес планетарного механизма 3 мм.
Рисунок 4.1 Схема планетарной и простой ступени редуктора
Общее передаточное отношение планетарной и простой ступени редуктора определяем через отношение частот вращения электродвигателя и кривошипа
Тогда передаточное отношение планетарной ступени редуктора находим из соотношения
1 Безмашинный расчет числа зубцов планетарного редуктора
Расчет числа зубцов планетарного механизма можно реализовать методом перебора вариантов и их анализа.
Из соотношения находим необходимое отношение чисел зубцов .
В передаче желательно использовать нулевые колеса потому для колес с внешними зубцами Z ³ Zmin ³ 17 для колес с внутренними зубцами принимают Z3 ³ Zmin ³ 85.
То есть число зубцов Z1 выбирают из ряда Z1 = 18 19 а число зубцов Z3 = 85 86 87
Приняв Z1 = 18 маємо что не удовлетворяет требование Zmin = 85.
Приняв Z1 = 22 имеем что удовлетворяет требование Zmin = 85.
Определим Z2 из условия соосности:
Z3=Z1+2×Z2 ; [1 ст. 504] або
Условие соосности не выполняется. Принимаем значение Z3 = 85 тогда
Проверяем передачу на условие сборки:
где u1H - передаточное отношение редуктора;
p - целое число полных оборотов водила;
k - количество сателлитов;
N - любое целое число.
U1HФ =1-U13H = 1+ z3z1 = 1+8523=4696.
выбраны числа зубцов удовлетворяют условию сборки.
Условие сборки выполняется.
Проверяем на условие соседства.
Условие соседства выполняется.
Следовательно Z1= 23 Z2= 31 Z3= 85.
2 Синтез планетарного механизма с применением ЭВМ
- планетарная передача по схеме 1;
- количество сателлитов К = 3;
- допустимая погрешность величины U3H : E = 3%;
- модули колес: m1 = m2 = 3 мм;
- область поиска Z1 min =18 Z1 ma Z2 min = 20 Z2max = 60
3 Анализ результатов синтеза на ЭВМ
Принятым выходным данным удовлетворяют несколько вариантов механизмов среди которых наименьшие размеры будут у планетарного редуктора с числами зубцов колес:
Z1 =23 Z2 = 31 Z3 = 85.
Определяем фактическое передаточное отношение:
Определяем погрешность:
Принимаем этот вариант механизма за расчетный.
4 Определяем коэффициент полезного действия (КПД)
КПД планетарного механизма определяем за формулой
5 Кинематический анализ планетарного механизма
а) Определяем значение абсолютных и относительной угловых скоростей ланок аналитическим методом:
Для вычисления воспользуемся формулой Виллиса:
Угловая скорость блока сателлитов относительно водила:
–33383 – 19165 = –52548 радс.
б) Графический метод определения угловых скоростей.
Определяем размеры планетарного механизма:
Схему механизма вычеркиваем с масштабным коэффициентом ml=d1L(d1)=006969=10-3 ммм.
Графический метод сводится к построению треугольника линейных скоростей каждого колеса и нахождения из них і.
Окружная скорость колеса Z1:
VА = 1×r1 = 90×00345 = 3105 мс.
Прямая ОА образует с вертикалью угол и является линией распределения скоростей точек на радиусе колеса . Колесо неподвижно поэтому через точку O проходит ось мгновенного вращения блока сателлита с колесом . На блоке колес известны скорости точек O і B поэтому B’A’ является прямой распределения скоростей для колес і какие образуют угол с вертикалью. Скорость оси О2 колеса выражается отрезком BB’. Соединяя точку B’ и ось О находим прямую распределения скоростей для водила Н какая образует угол с вертикалью.
Для получения наглядного представления об угловых скоростях колес планетарного механизма строим диаграмму угловых скоростей.
Проводим произвольную горизонтальную линию. Из точки F какая откладывается на произвольном расстоянии от этой линии под соответствующими углами к вертикали проводим лучи к пересечению с этой линией. Получаем точки пересечения d c b a какие определяют отрезки dc cb ca длина которых пропорциональна угловой скорости соответствующих ланок.
Масштаб зависит от длины отрезка dF.
Длина вектора (АA) окружная скорости VA принятая 168 мм.
Тогда масштабный коэффициент:
m = VA (A1A1) = 3105207=0015 (мс)мм.
На чертеже диаграммы угловых скоростей колес находим масштабный коэффициент что рассчитывается за формулой ;
Из чертежа находим длины отрезков:
aс = 240 мм сd = 89 мм bс = 51 мм.
Определяем угловые скорости всех ланок графическим методом:
Вычисляем погрешность при определении угловых скоростей полученных графическим и аналитическим методами:

List2_силовой расчет.dwg

Плани положений механизма
План сил групы Ассура 4-5
План сил группы Ассура 2-3
План сил ведущего звена

List3_синтез кулачка.dwg

кулачкового механизма
Диаграмма аналогов ускорений
Диаграмма аналогов скоростей
Диаграмма перемещений
Построение профиля кулачка
Граффическое определение минимальніх размеров кулачкового механизма

list3.doc

3 СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА С РОЛИКОВЫМ ТОЛКАТЕЛЕМ
Задачей синтеза кулачкового механизма с роликовым толкателем является определение его геометрических параметров и построение профиля кулачка.
Схема кулачкового механизма
Ход толкателя h = 16 мм;
Фазовые углы рабочего профиля кулачка:
jв = 60°(1047 рад.);
jвп = 120°(2094 рад.);
Допускаемый угол давления [J] = 27°.
1 Расчет масштабных коэффициентов и ординат диаграммы перемещения
Начертим координатные оси. На оси абсцисс согласно принятого масштаба откладываем отрезки пропорциональные фазовым углам и на отрезках j отмечаем положения точек которые отвечают значениям K = 0; 01; 02 ; 1. Возьмем наибольшую ординату графика (ySmax) = 160 мм.
За заданными в задании законом перемещения толкателя строим диаграмму в произвольном масштабе.
Графически интегрируем диаграмму и получим диаграмму скоростей толкателя при этом масштабные коэффициенты обеих диаграмм связаны между собой соотношением:
Аналогичным образом графически интегрируем диаграмму и получим диаграмму перемещения толкателя масштабные коэффициенты которых связаны между собой таким соотношением:
Так как в задании задан ход толкателя потому масштабный коэффициент диаграммы перемещений определяем за формулой:
Находим масштабные коэффициенты диаграммы аналогов скоростей:
Находим масштабные коэффициенты диаграммы аналогов ускорений:
2 Графическое определение минимального радиуса кулачка
Метод строится на графическом способе решения условия:
на базе графика S=S(j) толкателя.
За законом движения толкателя строим диаграмму перемещений S=S(j) и аналогов скоростей толкателя.
Путем графического исключения параметра j строим диаграмму зависимости перемещения от аналога скорости соблюдая числено одинаковые масштабные коэффициенты по обеих осях .
Это условия выполняется если угол Н между вспомогательной прямой n – n и осью абсцисс определяется соотношением
Для определения минимального радиуса кулачка проводим касательные к полученной диаграмме под углом давления тогда R0=52мм
3 Построение профиля кулачка
Построение профиля кулачка выполняем в таком порядке:
Принимаем масштабный коэффициент для построения профиля кулачка
Проводим c любой точки окружность радиусом R0.
Проводим вертикальную прямую через центр окружности. Принимаем ее за линию перемещения толкателя а точку О за центр ролика.
З точки О откладываем вверх по линии перемещения отрезки О01; О02; О1.
В направлении противоположном вращению кулачка от прямой движения толкателя откладываем фазовые углы вращения и делим на 10 равный частей каждый.
Отмечаем путь центра ролика в абсолютном движении кулачка.
Переносим положения центра ролика на соответствующие лучи толкателя в относительном движении кулачка и соединив их плавной линией получим теоретический профиль.
Из точек теоретического проводим окружности радиусом r = 20 мм.
Строим касательную к этим окружностям и получаем практический профиль.

List1_Кинематический расчет.dwg

Диаграма перемещений
и кинематическое исследование
Плани положений механизма

List4_планетарный механизм.dwg

Содержание.doc

Задание на курсовой проект2
Кинематическое исследование рычажного механизма4
1 Структурный анализ механизма4
2 Построение планов механизма6
3 Построение планов скоростей7
4 Построение планов ускорений8
5 Построение кинематических диаграмм10
Силовой расчет рычажного механизма12
1 Определение силы полезного сопротивления12
2 Определение значений скоростей и ускорений12
3 Определение сил инерции звеньев13
4 Силовой расчет группы 4-514
5 Силовой расчет группы 2-315
6 Силовой расчет входного механизма15
7 Нахождение уравновешующего момента методом Жуковского16
Синтез кулачкового механизма с роликовым толкателем17
1 Расчет масштабных коэффициентов и ординат диаграммы перемещения17
2 Графическое определение минимального радиуса кулачка19
3 Построение профиля кулачка19
Синтез и кинематический анализ планетарного механизма21
1. Безмашинный расчет числа зубцов планетарного редуктора22
2 Синтез планетарного механизма с применением ЭВМ23
3 Анализ результатов синтеза на ЭВМ23
4 Определяем коэффициент полезного действия (КПД)24
5 Кинематический анализ планетарного механизма24

list2.doc

2 Силовой расчет рычажного механизма
Сила полезного сопротивления Рmax = 70000 H.
Масса звеньев: m3 = m4 = 18 кг m3 =13 кг m5 = 63 кг.
Моменты инерции звеньев : JS2 = 035 кг×м 2 JS3 = JS4 = 017 кг×м 2.
1 Определение силы полезного сопротивления
Силу полезного сопротивления определяем по заданной диаграмме Р=Р(sD). Вычерчиваем данную диаграмму в масштабе показав значение силы в соответствующих положениях механизма. Силовой расчет проводим для положения где Р = Рmax.
2 Определения значений скоростей и ускорений
Построение планов скоростей и ускорений проводим по методике приведенных в пунктах 1.3 и 1.4.
Абсолютные скорости равны:
VВ = ( Рв ) v= 100 001 = 1 мс;
VS2 = ( Рs2 ) v= 103 001 = 103 мс;
VS3 = ( Рs3 ) v= 50 001 = 05 мс;
VD = ( Рd ) v= 23 001 = 023 мс;
VS4 = ( Рs4 ) v= 52 001 = 052 мс.
Относительные скорости:
VAВ = (ав ) v= 56 001 =056 мс;
VBD = (bd ) v= 100 001 = 1 мс.
Определяем угловые скорости звеньев 2 3 и 4:
Вычисляем значение вектора нормального ускорения:
Измеряем отрезки: Paв і вn1 . Тогда:
Ускорение центра масс звена АВ:
По результатам построения определяем ускорения:
Значение углового ускорения звеньев:
3 Определения сил инерции звеньев
Силы инерции звеньев определяем по формуле Fин = - m·a моменты сил инерции . Знак " – " в данных формулах указывает что сила инерции направлена противоположно к направлению ускорения центра масс а момент сил инерции – противоположно направлению углового ускорения .
Тогда величины сил инерции звеньев:
Найдем силы инерции которые заменяют момент инерции что действует на звено 4:
Аналогично находим момент инерции :
4 Силовой расчет группы 4-5
Определение реакций в кинематических парах начинаем из анализа группы 4-5. Приложим к звеньям 4 и 5 все внешние силы включая силы инерции. Действия звеньев 0 и 2 заменяем реакциями R04 и R24.
Реакцию R05 прикладываем в центре ползуна D. Направление принимаем перпендикулярно к стояку.
В связи с тем что звено ВD и звено 2 соединены шарнирно то реакцию R24 раскладываем на нормальную и касательную.
Находим силы веса что действуют на данную группу Ассура принявши g=10мс2 :
Составляя уравнение равновесия определим тангенциальную составляющую реакции R14 :
В данном уравнении неизвестной есть которую мы ищем:
Неизвестные силы и находи построив силовой многоугольник откладывая отрезки что определяют значения значении соответствующих сил в масштабе: .
Из чертежа измеряем длину отрезков и определяем силы:
5 Силовой расчет группы 2-3
Изображаем группу вместе с приложенными силами.
Звено bс выполняет неравномерное движение относительно точки с тогда момент и силу инерции заменяем одной силой которая прикладывается в точку качения k. Находим положение точки k:
Составляем уравнение равновесия для нахождения реакции :
Определяем полные реакции и строя силовой многоугольник оставляя предыдущий масштаб.
Из чертежа измеряем длину отрезка и определяем силу:
6 Силовой расчет входного механизма
Для определения реакции строим план сил в масштабе .
7 Нахождение уравновешующего момента методом Жуковского
Для того что бы найти уравновешиваючую силу методом Жуковского необходимо:
)Построить план скоростей для выбранного положения повернутый на 90°;
)Найти на плане точки что отвечают точкам плана положения к которым приложены силы;
)На повернутый план скоростей перенести силы что действуют на звенья механизма;
)Составить уравнение равновесия рассматривая план скоростей как жесткий рычаг.
Определим погрешность:
Погрешность в переделах нормы.