Исследование и проектирование механизмов

Курсовой проект по ТММ (06.зад 02вар).doc

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ДАЛЬНЕВОСТОЧНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
Биробиджанский филиал
по теории механизмов и машин
на тему: "Исследование и проектирование механизмов
(подпись) (и. о. фамилия номер группы)
(подпись) (и. о. фамилия должность уч. степень)
Курсовой проект состоит из 24 листов машинописного текста и 4-х листов графической части формата А1.
МЕХАНИЗМ ЗУБЧАТЫЙ МЕХАНИЗМ КРИВОШИП ШАТУН ПОЛЗУН МАХОВИК КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИАГРАММА ВИТТЕНБАУЭРА
В курсовом проекте выполнено исследование зубчатого механизма кинетостатическое исследование кривошипно-шатунного механизма и динамический расчет маховика
При подготовке курсового проекта использовались средства автоматизации проектирования на базе персонального ЭВМ. Проект выполнен в текстовом редакторе Microsoft Word 2007.
Проектирование и исследование зубчатого механизма 5
1 Проектирование зубчатого механизма 5
2 Кинематическое исследование зубчатых механизмов .. .6
Кинематическое исследование рычажных механизмов .. .8
Кинетостатическое исследование механизма . .13
Список использованных источников .. 23
Научно-техническая революция затронула не только промышленность. Но и сельское хозяйство. Резко увеличилось число и разнообразие сельскохозяйственных машин. Возросла их мощность и скорость.
В современном машиностроении планетарные механизмы находят широкое применение. Они позволяют выполнить передачи более компактными и легкими и дают ряд преимуществ в передачах от быстроходных двигателей к рабочей машине.
Планетарные механизмы с двумя степенями подвижности дают возможность передавать вращение ведомому валу от двух ведущих валов. Изменяя в узких пределах скорость одного ведущего можно не приостанавливая движения на ходу значительно изменить скорость ведомого вала. Это используется в конструкциях коробок скоростей вариаторов и суммирующих механизмов. Планетарные механизмы широко применяются в подъемно-транспортном машиностроении в автомобилестроении тракторостроении и в других областях машиностроения.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА
1 Проектирование зубчатого механизма
Зубчатые передачи служат для передачи непрерывного вращения от одного вала к другому с заданным передаточным отношением.
Дано: m=25 мм – модуль зацепления; Z1= Z2=10; Z2= Z1=16 – числа зубьев колёс зацепление которых надо построить.
Определить основные параметры зубчатых колёс с учетом отсутствия подрезания зубьев.
Построить картину зацепления двух зубчатых колёс с внешним зацеплением.
Построить рабочие участки профилей зубьев.
Определить коэффициент перекрытия.
Определение основных размеров зубчатых колёс.
) Абсолютный сдвиг инструмента для обеих колес
) Действительный угол зацепления:
) Расчётное межцентровое расстояние:
) Действительное межцентровое расстояние:
) Разность между действительным и расчетным межцентровым расстояниями:
) Радиусы начальных окружностей:
) Высоты головок зубьев:
) Радиусы делительных окружностей:
) Радиусы окружностей выступов:
) Высоты ножек зубьев:
) Радиусы окружностей впадин:
) Радиусы основных окружностей:
) Толщина зубьев по делительным окружностям:
) Коэффициент перекрытия:
Выбираем масштаб построения. Для этого необходимо определить полную высоты зубьев:
Тогда масштаб построения зубчатого зацепления
) После построения профиля зубьев коэффициент перекрытия определяется по формуле:
2 Кинематическое исследование зубчатых механизмов.
Дано: 1=30 с-1; m=25 мм; Z1=27; Z1=16; Z2=10; Z3=36; Z4=19;
Решение: 1) Зубчатый механизм состоит из двух ступеней.
Первая ступень (рядовая) состоит из колес 1 4 4 и 3.
Вторая ступень (эпициклическая) состоит из центрального колеса 1 саттелита 2 освобожденного колеса 3 и водила Н.
Запишем формулу Виллиса для 2-й ступени:
Передаточное отношение при остановленном водиле находится как для рядового механизма
Определим число зубьев колеса 3 из равенства:
Передаточное отношение рядовой ступени:
Определим число зубьев колеса 4’ из равенства:
Из формулы (1) получим:
КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНЫХ МЕХАНИЗМОВ
Дано: ОА = 100 мм; АВ = l *ОА=мм
Требуется построить:
12 планов положений механизма (через 300)
12 планов скоростей.
4 плана ускорений: 0; 3; 6; 9.
Определить линейную скорость и ускорение точки (центра шарнира ползуна) угловую скорость w2 угловое ускорение Е2 шатуна 2.
)Выбираем масштаб плана положений механизма
где -длина кривошипа ОА м
– отрезок изображающий ОА на плане мм
)Определяем скорость т.А по формуле
Определяем скорость т.В из векторного уравнения.
Решаем это уравнение графически строим план скоростей.
Произвольно выбираем полюс плана скоростей. Из полюса проводим вектор pa произвольной длины (100 мм) перпендикулярно ОА. Определяем масштаб плана скоростей:
Далее по уравнению (1) к вектору скорости т.А надо прибавить скорость т.В относительно т.А - поэтому на плане проводим через точку a линию действия скорости перпендикулярно звену АВ.
Скорость т.В должна выходить из начала первого вектора т.е. из полюса p и направлена вертикально. Поэтому проводим из полюса (p) вертикальную линию до пересечения с линией действия скорости. Точку их пересечения обозначим b. В соответствии с уравнением (1) показываем направление векторов и .
Определяем скорости: и
Строим 12 планов скоростей и значения скоростей и заносим в таблицу (см. лист 2).
Аналогично уравнению (1) запишем уравнение (2) для определения ускорений точек данного механизма:
Нормальное ускорение т.А направлено от т.А к т.О и равно:
Т.о. ускорение т.А известно полностью. Заменим ускорение суммой
Тангенциальное ускорение т.В относительно т.А направлено перпендикулярно к звену АВ приложено в т.В. а по величине определяется после построения плана ускорений.
В уравнении (2’) два неизвестных: величины ускорений и
Строим план ускорений в масштабе:
К ускорению т.А прибавим ускорение . На плане ускорений это отрезок an проведенный параллельно звену АВ и направленный от т.В к т.А.
Перпендикулярно вектору an проводим линию действия ускорения .
Из полюса (p) проводим линию действия ускорения т.В до пересечения с линией действия тангенциального ускорения . Получим т.b. Соединим эту точку с полюсом (p).
Определим ускорения:
Угловое ускорение шатуна определяем по формуле:
Планы ускорений строим для четырёх положений механизма: 0; 3; 6; 9.
Значения ускорений и заносим в таблицу.
Силовое исследование механизма выполним для положений механизма:
- - где направлен противоположно Рпс.
СИЛОВОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА
Целью силового расчета механизмов является определение сил взаимодействия звеньев механизма т.е. определение реакций в кинематических парах. Это необходимо для выявления характера и величин сил действующих на каждое звено. Зная эти силы можно произвести расчет на прочность что позволит решать вопросы о рациональных размерах звеньев механизмов.
Дано: m1=11 кг; m2=14 кг; m3=13 кг; Рпс=110 Н; λ=33; 1=18 с-1;
ОА =100 мм; АВ =330 мм;
Определить: реакции во всех кинематических парах
– 1 (шарнир 0); 1 – 2 (шарнир А); 2 – 3 (шарнир В)
– 4 (ползун – стойка).
Применим принцип Даламбера т.е. ко всем активным силам и реакциям отброшенных связей добавим силы инерции.
Активные силы: силы тяжести всех звеньев ( G1 ; G2 ; G3 ) и сила полезного сопротивления Рпс.
Реакции R1-2 = -R2-1 ; R2-3 = - R3-2 ; R3-4 = R4-3 и R4-1 = -R1-4 - необходимо определить.
Определение сил инерций звеньев механизма.
)Сила инерции первого звена:
где Pu1 - сила инерции звена 1 Н;
m1 - масса звена 1 кг;
- полное линейное ускорение центра тяжести звена 1 мс2.
Сила инерции направлена противоположно ускорению a s1 . Т..к. звено 1 вращается равномерно то полное ускорение
Направлено нормальное ускорение по звену 1 от т.S1 (OS1 = S1A) к т.О.
)Полная инерционная нагрузка шатуна
где m2 - масса шатуна кг
- полное ускорение центра тяжести шатуна мс
- момент инерции шатуна относительно оси Z (ось Z плоскости чертежа)
- угловое ускорение шатуна с
Сила инерции шатуна Pu2 направлена противоположно полному ускорению момент сил инерции - противоположно угловому ускорению .
Воспользуемся методом замещающих масс.
Массу шатуна m2 разносим по его концам таким образом чтобы выполнялись условия:
mA· lAS2 = mB · lBS2
mA= m2 – mB тогда (m2 – mB) · lAS2 = mB · lBS2
m2 · lAS2 - mB · lАS2= mB · lBS2
m2 ·lAS2= mB · ( lBS2+ lAS2) = mB · lАВ
Определяем две силы инерции шатуна:
Эти две силы заменяют ; и .
)Сила инерции ползуна
Положение механизма (0):
Положение механизма (9) :
Силовой расчет механизма:
Необходимо определить реакции в кинематических парах: 4 – 1 (шарнир 0); 1 – 2 (шарнир А); 2 –3 (шарнир В) 3 –4 (ползун – стойка). Т.е. силы действия одного звена на другое в зависимости от положения ведущего звена и сил действующих на звенья механизма. Расчет проводим без учета сил трения.
)Выделим группу состоящую из звеньев 2 и 3.
Загружаем группу 2 – 3 всеми силами
Активные силы: - вес шатуна 2 ; G3 – вес ползуна 3;
Рпс - сила полезного сопротивления приложенная к ползуну 3.
Действие отсоединенных звеньев 1 и 4 заменяем реакциями R1-2 и R4-3. Реакция R1-2 приложена в шарнире А и неизвестна по величине и направлению.
Реакция R4-3 является результирующей всех реакций действующих на ползун направлена перпендикулярно направляющим (условно направлена вверх) и приложена в шарнире В.
Добавим ко всем активным силам и реакциям отсоединенных звеньев силы инерции:
Pu2A - сила инерции шатуна от массы mA ;
Pu2В - сила инерции шатуна от массы mв;
Pu3 - сила инерции ползуна.
)Составим уравнение равновесия группы 2 –3.
R1-2 + Pu 2A + Pu 2В + Pu 3 + G2 + G3 + Pnc + R4-3 = 0 (1)
В этом уравнении три неизвестных величины: величина и направление силы R1-2 величина силы R4-3 .
Поэтому вначале определим величину силы R4-3 составим сумму моментов сил действующих на группу. относительно т.А. Направление R4-3 выбираем произвольно.
Положение – механизма (0):
Положение – механизма (9):
)Для определения реакции в шарнире В рассмотрим равновесие звена 3.
На него действуют две активные силы G3 и Pnc сила инерции ползуна Pu3 реакция R4-3.
Действие звена 2 на звено 3 заменим реакцией R 2-3.
Составим уравнение равновесия звена 3.
Pu3 + G3 + Pnc + R4-3 + R2-3 = 0 (3)
Решаем уравнение графически:
Положение механизма (9):
)Расчет ведущего звена:
Сила R2-1 заменяет действие отсоединенного звена 2 на звено 1 и направлена в сторону противоположную силе R1-2. Сила R4-1 действует в шарнире О.
Составим уравнение равновесия звена 1:
P2-1 + Pu1 + G1 + R4-1 = 0
Существует несколько методов расчета маховых масс. Рассмотрим метод основанный на использовании диаграммы Виттенбауэра (диаграмма энерго-масс).
Дано: ОА =100 мм; w1 =18 с-1; Рnc =110 Н; m1 = 11 кг; m2 =14 кг; m3 =13 кг; =110; λ=33; φ1=195°; φ2=30°;
Требуется: Подобрать массу (вес) маховика при которой коэффициент неравномерности хода не превысил бы заданной величины d =110.
Порядок расчета маховика.
Построить 12 планов положений механизма.
Построить 12 планов скоростей.
Определить приведенные моменты сил сопротивления по формуле:
для 12 положений механизма.
где - вес кривошипа шатуна и ползуна соответственно;
Рnc - сила полезного сопротивления учитывается лишь в тех положения когда угол a4= 180° т.е. тогда когда Рnc препятствует движению ползуна;
S1 - центр масс звена 1; OS1 = S1A
S2 - центр масс звена 2;
- скорость точки S1 ;
-скорость точки AS2=035AB as2=035ab.
w1 - угловая скорость кривошипа 1;
a1 - угол между направлением скорости т. S1 и силы
a2 - угол между направлением скорости т. S2 и силы
a3 - угол между направлением скорости т. В и силы
a4 - угол между направлением скорости т. В и силы
Углы a1 и a2 - замеряем транспортиром на планах скоростей:
Все определенные величины заносим в таблицу 1 для удобства при дальнейших расчётах
Определяем приведенный момент инерции звеньев механизма для 12 его положений по формуле:
Строим диаграмму приведенных моментов сил полезного сопротивления
По оси ординат откладываем моменты Мn в масштабе:
Все остальные ординаты откладываем по формуле:
Концы ординат соединяем плавной кривой.
Y1 = 16 мм Y7= -48 мм
Y2 = 26 мм Y8= -92 мм
Y3 = 29 мм Y9= -125 мм
Y4 = 22 мм Y10= -123 мм
Y5 = 12 мм Y11= -77 мм
)Интегрируя графически диаграмму приведенных моментов сил сопротивления строим диаграмму работ сил полезного сопротивления
)Строим диаграмму изменения кинетической энергии механизма
)Строим диаграмму Виттенбауэра.
По оси абсцисс откладываем моменты инерции приведенные а по оси ординат соответствующие им значения
Х0 = Х12 =60 мм Х6 =60 мм
Х1 = 101 мм Х7 =76 мм
Х2 = 163 мм Х8 =119 мм
Х3 = 170 мм Х9 =170 мм
Х4 = 119 мм Х10 =163 мм
Х5 = 76 мм Х11 =101 мм
) К диаграмме Виттенбауэра проводим касательные под углами и
)Определяем момент инерции маховика.
)Определим вес и диаметр маховика принимая маховик за диск.
Задаемся диаметром маховика: D = 06 м ;
Следовательно: вес маховика
)Уточняем вес маховика с учетом веса спиц и ступицы:
Определяем геометрические параметры маховика:
где j - плотность материала маховика (чугун j=76518 Hм3);
b - ширина обода м ( b=4h);
h = 12 мм; b=4·12=48 мм.
Вычерчиваем эскиз маховика.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. – М.: Наука 1988. – 640 с.
Теория механизмов и механика машин: Учеб. для втузовК.В. Фролов С.А. Попов А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. – 2-е изд. перераб. и доп.- М.: Высш. шк.1998. – 496 с. ил.
Попов С.А. Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк. 1999. – 351 с. ил.
Баранов Г.Г. Курс теории механизмов и машин. М.; Машиностроение 1975г.
Фролов и др. Теория механизмов и машин. М.; Высш. шк. 1987г.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под редакцией Кореняко А.С. М.-Л.; Машиностроение 1964г.
Левитская О.Н. Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин. – М. 1993. – 268 с.

06 зад 02 вар(3 лист).cdw

06 зад 02 вар(4 лист).cdw

Диаграмма Виттенбауэра
План положений механизма
Диаграмма приведённых моментов сил полезного сопротивления.
Диаграмма работ сил полезного сопротивления
Диаграмма изменения кинетической энергии механизма

06 зад 02 вар(2лист).cdw

06 зад 02 вар(1 лист).cdw