Исследование механизма перемещения ползуна с пуансоном вытяжного пресса

Чертеж2+.cdw

УлГТУ группа ТМбз - 21
Курсовая работа по ТММ
Кинематический анализ эпициклического механизма
Параметры эвольвентного зацепления
Основные параметры зубчатых колес
План угловых скоростей
Параметры зубчатого механизма
Эвольвентное зацепление

Чертеж1+.cdw

Курсовая работа по ТММ
ПЛАНЫ ПОЛОЖЕНИЙ СТЕРЖНЕВОГО МЕХАНИЗМА
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ДИАГРАММЫ ПЕРЕМЕЩЕНИЙ ПОЛЗУНА
Группа звеньев 4 и 5
План сил для группы 4 и 5
План сил для входного звена
Структурные группы Ассура и входное звено
Планы скоростей при крайнем и рабочем ходе
Планы ускорений при крайнем и рабочем ходе
Группа звеньев 2 и 3
План сил для группы 2 и 3

Записка2.docx

Ульяновский Государственный Технический Университет
Факультет – машиностроительный
Кафедра «Основы проектирования машин»
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Тема: «Исследование механизма перемещения ползуна с пуансоном вытяжного пресса»
Руководитель Недоводеев В.Я.
Задание на курсовую работу по «теории механизмов и машин»
Содержание графической части
Стержневой механизм: схема № 1 вариант № 1
Зубчатый механизм: схема № 1 вариант № 1
Лист 1. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма (планы положений скоростей ускорений планы сил рычаг Жуковского).
Лист 2. Синтез зубчатого механизма (эвольвентное зубчатое зацепление кинематический анализ планетарного механизма).
Содержание пояснительной записки
Титульный лист. Задание на курсовую работу. Оглавление.
Исследование рычажного механизма. Структурный кинематический анализ и силовой расчет.
Геометрический синтез и кинематический анализ зубчатого механизма.
Введение. Исходные данные для расчета . ..
Исследование рычажного механизма
1. Структурное исследование
2. Кинематическое исследование
3. Построение кинематических диаграмм
Геометрический синтез и кинематических анализ зубчатого механизма
1. Исходные данные для расчета эпициклического механизма.
2. Графический метод кинематического анализа механизма.
3. Расчет параметров корригированных зубчатых колёс
4. Расчёт коэффициента перекрытия и погрешности вычисления активной части линии зацепления
Исходные данные для расчета
Курсовая работа состоит из нескольких разделов в которых проведено исследование и проектирование машины состоящей из двигателя зубчатого механизма и стержневого механизма (рис. 1).
В табл. 1 приведены исходные данные для расчета указанного механизма.
Исследование стержневого механизма (рис. 2) включает структурный кинематический и силовой анализ (структура механизма планы скоростей и ускорений планы сил рычаг Жуковского). Исследование зубчатого механизма (рис. 3) включает геометрический синтез эвольвентного зацепления и эпициклического механизма а также кинематическое исследование зубчатого механизма.
Блок-схема проектируемого механизма
Размеры звеньев рычажного механизма
Частота вращения электродвигателя
Частота вращения кривошипа 1 и кулачка
Массы звеньев рычажного механизма
Моменты инерции звеньев
Максимальное усилие вытяжки
Модуль зубчатых колес планетарной ступени редуктора
Число зубьев колес простой передачи
Модуль зубчатых колес za zb
Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева W=3n-2p5-p4 где — число подвижных звеньев (кривошип ОА шатуны АВ ВС и BD ползун F);
— число кинематических пар пятого класса (О(1;6) А(12) В(23) С(36) D(34) F(45) и F’(56));
— число кинематических пар четвертого класса.
Подставляя эти значения в формулу получим: W =3·5 - 2·7 - 0 =1.
Наименование звеньев
Таблица кинематических пар
Звенья входящие в КП
Разложение механизма на группы Ассура
Формула строения механизма: I [01] 22 [23] 22 [4 5].
В целом механизм класса.
Построение планов положений механизма
Строим планы положений механизма для 12-ти равностоящих положений ведущего звена – кривошипа. Для построения планов положений используем метод засечек. Из произвольно выбранной точки О проводим окружность радиуса R = ОА (мм). Эта окружность – траектория точки А кривошипа. Выбираем масштабный коэффициент длины для построения плана положений. Масштабный коэффициент длины определяется из выражения где истинная длина; масштабная длина звена на чертеже.
С учетом масштабного коэффициента определим все размеры механизма на чертеже мм
а = а1 = 0130002 = 65;
b = b1 = 0370002 = 185;
c = c1 = 0350002 = 175.
Построение плана скоростей при крайнем положении ползуна. Согласно
формуле строения механизма план скоростей (ускорений) строим в такой последовательности: механизм первого класса (01) группа 22 (23) группа 22 (45).
Для механизма первого класса определяем скорость центра шарнира А1 согласно исходным данным (табл. 3) частота вращения кривошипа 1 равна обмин.
Выбираем на плоскости произвольную точку Р – полюс плана скоростей. Полюс Р является началом плана скоростей. Изобразим скорость отрезком равным по величине 424 мм. Считаем величину масштаба скоростей:
Отрезок направлен перпендикулярно к кривошипу в сторону его вращения. Скорость точки А2 совпадает со скоростью точки А1 и на плане скоростей вектор совпадает с вектором .
Рассматривая движение точкисначала по отношению к центру шарнира А1 а затем по отношению к точке В запишем два векторных уравнения: ; .
Скорость скольжения точкикоромысла 3 относительно центра А1 шарнира направлена параллельно АВ. относительная скорость точкиво вращательном движении звена коромысла 3 вокруг точки В. Эта скорость направлена перпендикулярно к АВ. Точка В неподвижна следовательно VB=0.
При графическом решении через точку проводим прямую параллельно АВ а через полюс р проводим прямую перпендикулярно к АВ. Точка пересечения этих прямых определяет положение конца вектора абсолютной скорости точки А3. На плане скоростей скорость точки В и точкисовпадает с полюсом и равны нулю. Отсюда следует что угловая скорость равна нулю. Соответственно скорости точек C и D равны нулю. Вектора этих скоростей совпадают с полюсом.
Построение плана скоростей при рабочем ходе.
Построение ведём в той же последовательности что и при крайнем положении ползуна.построений в два аза больше.
Направление линейной скорости точки А перпендикулярно ОА и совпадает с направлением угловой скорости .
Из полюса строим вектор абсолютной скорости точки А перпендикулярно ОА по направлению угловой скорости .
Составляем векторные уравнения для определения вектора абсолютной скорости В. Движение точки В является сложным поэтому рассмотрим движение точки В вокруг центров переноса. Относительно первого вместе с шатуном 2 в качестве центра переноса выбираем точку А скорость которой известна. Относительно второго центра переноса вместе с коромыслом 3. В качестве центра переноса выбираем точку находящуюся на стойке вектор скорости которой Система векторных уравнений имеет вид:
где вектор скорости точки В относительно полюса переноса А относительное движение (линия его действия известна она перпендикулярна ВА).
вектор скорости точки В относительно полюса переноса B (линия его действия известна она параллельна линии действия коромысла 3).
Скорость в точке D определяем по теореме подобия.
Вектор строим продлеваем с точки С (т.к. ).
Система векторных уравнений для точки F:
вектор скорости точки F относительно полюса переноса (линия его действия известна она параллельна линии действия ползуна 5).
. Через конец отрезка изображающего вектор абсолютной скорости точки А проводим линию действия перпендикулярно звену АВ. Через конец вектора скорости (т.к. то через полюс ) проводим линию действия перпендикулярно звену BC. На пересечении этих линий строим точку b. Строим вектор абсолютной скорости .
. Строим вектор абсолютной скорости точки d по теореме подобия. Соответствующее соотношение выглядит следующим образом:
Соединив полюс с точкой d получим отрезок изображающий вектор абсолютной скорости точки D.
. Далее строим перпендикуляр отрезка FD от точки d и параллельную линию от полюса пересекающие прямые соединяем это и будет наша точка F.
Определим модули искомых скоростей:
Для нахождения линейных скоростей центров тяжести звеньев воспользуемся теоремой подобия. Согласно теореме подобия (на плане скоростей) определим центры относительных скоростей звеньев и соединим их с полюсом – это и будут искомые линейные скорости центров тяжести звеньев.
Построение плана ускорений рассмотрим для положения 1' механизма. Так как кривошип ОА вращается с постоянной угловой скоростью то точка А кривошипа будет иметь только нормальное ускорение величина которого равна
aA=anOA=21×lOA=2 мс2
Масштаб плана ускорений определяется по формуле
где а = 40 мм — длина отрезка изображающего на плане ускорений вектор нормального ускорения точки А кривошипа ОА.
Из произвольной точки — полюса плана ускорений проводим вектор а параллельно звену ОА в положении 1' от точки A1' к точке О.
Построение плана ускорений группы Ассура II класса 1-го вида (звенья 2 и 3) производим согласно векторному уравнению:
где — ускорение точки В; — нормальное ускорение точки В шатуна АB при вращении его вокруг точки А направлено вдоль оси звена АВ от точки В к точке А — нормальное ускорение точки В шатуна BС при вращении его вокруг точки С направлено вдоль оси звена ВС от точки В к точке С
Построение плана ускорений группы Ассура II класса 1-го вида (звенья 4 и 5) производим согласно векторному уравнению:
где — ускорение точки F; — нормальное ускорение точки F шатуна FD при вращении его вокруг точки D направлено вдоль оси звена FD от точки F к точке D .
Его масштабная величина равна 0 на плане ускорений. — касательное ускорение точки шатуна FD при вращении его вокруг точки D направлено перпендикулярно к оси звена FD.
На плане ускорений через точку проводим прямую параллельную оси звена AO и откладываем на ней в направлении от точки A к точке O отрезок а = 40 мм. Через конец этого вектора проводим прямую параллельную а потом перпендикулярную к оси звена ВА. Затем через полюс проводим прямую параллельную а потом перпендикулярную оси ВС. Точка пересечения этих прямых определит конец вектора b. Затем из точки d проводим прямую перпендикулярную оси звена FD а из точки – линию параллельную FO. Точка пересечения этих прямых определит конец вектора f.
Точку D S2 S3 на плане ускорений находим по правилу подобия пользуясь соотношением отрезков.
Численное значение ускорений точек звеньев:
aB=aтВС=5511*005=276 мс2
aS2=4473*005=2237 мс2
aF=aS5=7407*005=37 мс2
aS3=3915*005=1958 мс2
атВА=3472*005=1736 мс2
Определяем угловые ускорения 2 3 4 звеньев 23 и 4
Построение кинематических диаграмм основано на правилах графического дифференцирования и интегрирования.
Начнём с построения графика перемещений . Построим оси координат и на оси абсцисс отложим отрезок который в масштабе будет изображать время Т одного оборота кривошипа.
Масштаб времени находим по формуле: . Длину отрезка примем равным 120 мм. Тогда t=60(45*120)=00111 cмм. За начало отсчёта принимаем момент при котором кривошип занимает крайнее левое положение (положение 0). Отрезок разбиваем на равные части. Из точек деления 1 2 3 проводим ординаты равные соответственно расстояниям D0D1 D0D2 точки D в положениях 1 2 3 от её крайнего левого положения.по оси ординат равен S=0001 ммм.
Диаграммы скоростей и ускорений точки D построим путём последовательного графического дифференцирования сначала диаграммы перемещений а затем диаграммы скоростей . Для удобства диаграммы и располагаем последовательно под диаграммой и точки деления на горизонтальной оси диаграммы перемещений сносим на оси абсцисс диаграмм скоростей и ускорений. Графики и строим методом хорд.
При дифференцировании графика примем Н1=10 мм.
Тогда V=0009 (мc)мм.
При дифференцировании графика примем Н2=10 мм.
Тогда а=0081 (мс2)мм.
При выполнении силового расчета следует исходить из следующих условий:
Вес звеньев определять из соотношения:
G=gm где m-масса звена в кг; g = 98 м с2 ускорение свободного падения;
Вес входного звена не учитывать;
Центры тяжести звеньев находятся на середине их длины;
Моменты инерции звена (3) JS=014 кгм2
Кинетостатический расчет механизма начинаем с группы наиболее удаленной от ведущего звена и проводим его в такой же последовательности как разделение на группы Ассура при структурном анализе механизма.
Определение сил инерции звеньев
Определяем силы инерции и момент от пары сил действующие на звенья механизма 2 и 3.
PИ2=m2*aS2=11*2237=24607 (H)
PИ3=m3*aS3=10*1958=1958 (H)
MИ2=JS2* 2=016*457=0731
MИ3=JS3* 3=014*1062=1487
Определяем силы инерции и момент от пары сил действующие на звенья механизма 4 и 5:
PИ5=m5*a5=32*37=1184 (H)
Прикладываем внешние силы G4 G5 Pи4 Ри5 Р5 и неизвестные реакции R34 R05 к звеньям 4 4. Силы Ри4 и G4 в центре масс S4 звена 4 силы Ри5 и G5 — в центре масс S5 звена 5. Причем силы Ри4 и Ри5 направляем в стороны противоположные соответственно ускорениям as4 и аs5 (точка S5 совпадает сточкой С). Момент МИ4 прикладываем к звену 4 в сторону противоположную угловому ускорению
Определение реакций в кинематических парах групп Ассура
Р34 разложим на составляющие:
Pt43 определим из уравнения моментов всех сил действующих на шатун FD относительно точки F:
Реакция R34 неизвестна ни по величине ни по направлению.
Величина реакции R05 определится из уравнения моментов всех сил действующих на звено 4 относительно точки D.
Строим план сил последовательно откладывая силы с масштабным коффициентом F=400 Hмм. Из уравнения суммы всех сил в проекции на ось FD находим Pn34=-39568 H.
Из условия равновесия звена 3 относительно точки В находим что
Рассмотрим равновесие звена 2 относительно т. В и найдем значение
Строим план сил последовательно откладывая силы с масштабным коффициентом F=500 Hмм. Графическим путем определяем значения Rn12 и Rn03
Силовой расчет ведущего звена механизма
Изображаем ведущее звено ОА со стойкой с действующими на него силами.
Ведущее звено имеет степень подвижности W = 1 поэтому под действием приложенных к нему сил в том числе и сил инерции его нельзя считать находящимся в равновесии. Чтобы имело место равновесие необходимо дополнительно ввести силу или пару уравновешивающие все силы приложенные к ведущему звену. Эта сила и момент носят название уравновешивающей силы Ру и уравновешивающего момента Му.
Изображаем ведущее звено ОА и стойку с приложенными к нему силами в положении 1' механизма. В точке А на ведущее звено действуют силы и уравновешивающая сила Ру направленная перпендикулярно кривошипу ОА неизвестная по величине. Так как m1=55 кг то G1 = 53955 Н и Ри1 = 110 Н. Величину уравновешивающей силы Ру найдем из уравнения моментов всех сил действующих на звено 1 относительно точки О.
Py*AO+G1*sin2144*12AO-Pu1*12AO-R21*sin10*AO=0
Py=(19722*0045-110*0045-1100235*009)009
Находим уравновешивающую силу методом рычага Жуковского.
В качестве «рычага» выбираем план скоростей повернутый на 90 в одноименные точки которого прикладываем все внешние силы. Уравновешивающую силу прикладываем в точке «а» плана скоростей перпендикулярно ра.
Pу=(-40000*2094+1184*2094+32*981*2094+
*981*4772+1958*1088+24607*4772+10*981*1088)848=
(-837600+24793+65735+51495+213+11743+10674)848=
-820943848=-9681 (H)
Знак минус показывает что сила направлена по часовой стрелке.
Сравниваем результаты вычислений уравновешивающей силы Ру найденной методами планов сил и рычага Н. Е. Жуковского. Расхождение результатов составляет:
Геометрический синтез и кинематических анализ зубчатого механизма
1 Исходные данные для расчета эпициклического механизма.
zа (z1)=14; zв (z2)=24; mПЛ=4; mПП=6; К≥; nДВ=960 ; n1=45
Передаточное отношение iОБЩ
Передаточное отношение между колесами аb
Передаточное отношение в сдвоенной планетарной системе
iПЛ2 = iОБЩiab = 2134172=1241
z5 : z4 : z3': x =1: : (iПЛ-1) :
Где x - любое целое число К ≥ 3.
После подстановок и перевода десятичных дробей в обыкновенные правая часть последовательно примет следующий вид:
Допустим К=4 тогда умножив правую часть отношения на 50 получим:
z5 : z4 : z3': x = 50 : 38 : 126 : 44
Проверяем условие соседства:
где K - число сателлитов планетарного механизма
К≤180arcsin((50+2)(50+38))= 180arcsin(5288)=497
Проверяем условие сборки:
где z5+ z4` - сумма чисел зубьев в одной из ступеней механизма
K - число сателлитов планетарного механизма
Условие сборки выполняется
Определяем диаметры зубчатых колес планетарного редуктора
dH = dH1 = d5 + d4 = 200+152 = 352
Масштабный коэффициент построения
2 Построение плана скоростей и картины угловых скоростей и определение передаточного отношения редуктора графическим методом.
Определяем линейную скорость полюса зацепления колес 4 и 5:
V = ; V = 314*960*0130=1005 (мс)
Строим картину скоростей с масштабным коэффициентом
На плане скоростей:
АA' вектор скорости точки А колеса 5 мм;
OA' линия распределения скоростей колеса 5;
BA' линия распределения скоростей колеса 4 (сателлита);
CC' вектор скорости центра сателлита и верхней точки водила мм;
Аa вектор скорости водила на уровне колеса 5 мм;
OC' линия распределения скоростей водила;
По картине скоростей определяем передаточное отношение редуктора:
Строим план угловых скоростей с масштабным коэффициентом:
По плану угловых скоростей определяем передаточное отношение редуктора:
где углы между прямой отсчета и линиями распределения угловых скоростей ОA' и ОC' соответственно град.
3 Расчет параметров корригированных зубчатых колёс.
Исходные данные: z1=14 z2=24 m=6;
Коэффициент смещения:
где х1 х2 - коэффициенты смещения колес простой передачи.
Определим радиусы делительных окружностей
Радиусы основных окружностей:
Инволюта угла зацепления:
по таблице находим =2136
Шаг зацепления по делительной окружности:
Делительное межосевое расстояние
Межосевое расстояние:
Радиусы начальных окружностей:
Радиус окружностей впадин:
Rf1=056(14-25+201765)=3556
Rf2=056(24-25+0)=645
Радиус окружностей вершин:
Ra1= Rf2 – 025m=115-645-15=49
Ra2= Rf1 – 025m=115-3556-15=7794
= 2 =2·31414=0449 (рад)
=2 =2·31424=0262 (рад)
Толщина зуба по делительной окружности:
S1=6·(3142+2·01765·)=1001
4 Расчёт коэффициента перекрытия и погрешности вычисления активной части линии зацепления.
Аналитическим путём определяем длину активной линии зацепления:
и коэффициент перекрытия:
Строим зубчатое зацепление с масштабным коэффициентом 05 мммм.
Графически определяем коэффициент перекрытия зубчатой передачи по формуле:
где - длина активной линии зацепления: