Исследование механизмов шагового транспортёра DOC CDW

Чертеж3.cdw

Планетарная зубчатая
Цилиндрическая зубчатая
Цилиндрическая зубчатая передача и планетарная зубчатая передача.
Рисунок 2 -Планетарная зубчатая передача
Рисунок 1 - Цилиндрическая зубчатая передача

ПЗ начало.DOC

Кафедра «Приборостроение»
Пояснительная записка
к курсовой работе по курсу:
Теория механизмов и машин" на тему:
Исследование механизмов шагового транспортёра
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ШАГОВОГО ТРАНСПОРТЕРА
Шаговый транспортер (рис. 7—1) предназначен для непрерывного перемещения деталей с одной позиции на другую при последовательной обработке деталей на нескольких станках объединенных в автоматическую линию. Детали в количестве Z перемещаются одновременно в направлении технологической последовательности обработки по направляющим типа рольганга. Перемещение осуществляется с помощью штанги 5 и захватов 6 выступающих над направляющими.
Для возвратно-поступательного перемещения штанги используется шестизвенный кулисно-ползунный механизм состоящий из кривошипа 1 ползуна 2 кулисы 3 камня 4 и штанги 5 .
Расстояние между рабочими позициями станков кратно шагу H транспортера. На величину этого шага деталь перемещается за один оборот кривошипа. По окончании рабочего хода детали закрепляются при помощи специальных зажимных устройств команда на включение которых подается с помощью конечного выключателя 7 и кулачкового механизма. При холостом ходе штанги 5 захваты 6 наталкиваются на неподвижную деталь поворачиваются относительно оси и проходят под деталью.
Средняя скорость перемещения деталей V5ср обеспечивается при помощи привода состоящего из электродвигателя зубчатой передачи Z1 Z2 планетарного четырехрядного редуктора зубчатой передачи Z11 Z12 и кулисного механизма.
Число двойных ходов штанги в минуту n1 определяют по заданной средней скорости перемещения штанги V5ср с учетом коэффициента изменения средней скорости Кv.
Рис. 7—1. Схема кулисно-ползунного механизма шагового транспортера
и кулачкового механизма конечного переключателя.
При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить включение зажимных устройств и поворота дискового кулачка закрепленного на одном валу с кривошипом на угол равный φпод и их своевременное выключение в конце обратного хода штанги в соответствии с циклограммой приведенной на рис. 7—2.
Рис 7—2. Циклограмма работы механизмов шагового транспортера
Рис. 7—3. Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма конечного переключателя
При проектировании и исследовании механизмов шагового транспортера считать известными параметры приведенные в табл. 7—4.
Длину штанги транспортера в зависимости от количества перемещаемых деталей рассчитывать по формуле: lш =H(2zд +3).
Силы сопротивления движению транспортера определять с учетом силы трения между штангой и ее направляющими и между деталью и рольгангом.
Веса звеньев механизма и их моменты инерции даны ориентировочно. Вес штанги транспортера подсчитывать с учетом ее длинны в зависимости от количества перемещаемых деталей.
Наименование параметра
Числовые значения для вариантов
Средняя скорость перемещения деталей
Коэффициент изменения скорости штанги
Частота вращения электродвигателя
Кол-во перемещаемых деталей
Вес погонного метра штанги
Относительные размеры звеньев кулисного механизма
Приведенный коэффициент трения деталей по направляющим
Приведенный коэффициент трения штанги по направляющим
Момент инерции кулисы относительно оси качения
Маховой момент ротора электродвигателя
Маховой момент зубчатых механизмов и муфты приведенный к валу кривошипа
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа
Угловая координата кривошипа для силового расчета (рис. 7-1)
Углы поворота дискового кулачка соответствующие включению и выключению переключателя (рис. 7-2)
Угол поворота толкателя в кулачковом механизме
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме
Число зубьев колесаZ1
Сумма чисел зубьев колес в передачеZ1Z2
Межосевое расстояние первой зубчатой передачиZ1Z2
Модуль зубчатых колесZ1Z2
Число сателлитов в планетарном редукторе
Параметр исходного контура реечного инструмента

Фрагмент.frw

Рисунок 4 Графики приведенного момента сил
сопротивления и движущего момента
Рисунок 5 - Графики работ и кинетической

Чертёж2.cdw

Рисунок 2 - План скорости
Рисунок 3 - План ускорения
Рисунок 1 - Схема механизма
Рисунок 4 - Группа звеньев 4-5
Рисунок 5 -Группа звеньев 2-3
Рисунок 6 - Ведущее звено

ПЗ Головачёв С.Ю..DOC

Исследование механизмов шагового транспортёра. –
Трехгорный: ТТИ НИЯУ МИФИ ТМ 2011 36 л. Библиография литературы – 3 наименования 4 листа плакатов формата А1.
В курсовой работе был исследован основной механизм шагового транспортера определен закон его движения; спроектированы основные геометрические размеры с помощью графического метода определенны моменты инерции маховых масс обеспечивающие вращения кривошипа с заданным коэффициентом неравномерности; вычислены приведенные момента сил; определена работа за цикл; определенна кинетическая энергия; рассчитан маховик и его геометрические и физические параметры.
В работе также произведен силовой расчет механизма с учетом динамических нагрузок и произведена оценка точности расчетов выполненных на листах 1 и 2
В работе также спроектирована цилиндрическая зубчатая передача определены ее основные геометрические размеры; рассчитана планетарная зубчатая передача с одним внешним и одним внутренним зацеплением.
Выполнено проектирование кулачкового механизма: определен закон движения толкателя рассчитаны размеры кулачка и ролика исходя из допускаемого угла давления и дополнительных условий.
Структурный анализ 9
Кинематическое исследование механизма 11
1 Графический синтез многозвенного механизма 11
2 Планы скоростей 11
3 Расчет линейных скоростей 11
4 Расчет передаточных функций скоростей точек 13
5 Расчет передаточных отношений 14
6 Приведенные моменты внешних сил 15
7 Приведенные моменты инерции звеньев 15
8 Работы за цикл. Изменение кинетической энергии 18
9 Определение размеров маховика 19
Динамический анализ механизма 21
1 План скоростей и ускорений 21
2 Расчет линейных скоростей и ускорений 21
4 Оценка точности расчета 26
Проектирование планетарной зубчатой передачи 27
Расчёт зубчатой передачи 32
1 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи 32
2 Построение зацепления цилиндрической зубчатой передачи 33
Проектирование кулачкового механизма 34
1 Построение графиков передаточной функции скорости и перемещений
2 Расчет начального радиуса дискового кулачка 34
3 Выбор радиуса ролика 35
Список использованной литературы 38
Графическая часть - 4 листа плакатов формата А1.
При анализе структурной схемы механизма определяют число n подвижных звеньев число - кинематических пар разной подвижности общее число кинематических пар число степеней свободы механизма ( плоского основного местного ) число избыточных связей q число замкнутых контуров К.
Определим число подвижных звеньев n по формуле:
где к - общее число звеньев в нашем случае к = 6
Определяем число кинематических пар. Общее число кинематических пар вычисляем по формуле:
где -число вращательных кинематических пар =5
- число поступательных кинематических пар =2
Подсчитаем общее число степеней свободы W по формуле:
где Н – число степеней свободы твердого тела на плоскости Н=3;
n - число подвижных звеньев;
- число кинематических пар разной подвижности.
Подставив значение в формулу 1.3 получим
то есть механизм обладает одной степенью свободы и имеет одно ведущее звено (1) .
Определяем число степеней свободы:
где - число степеней свободы основного механизма =1
- число местных степеней свободы . Из формулы 1.4 найдем число местных степеней свободы.
Определяем число избыточных связей q по формуле
Находим число замкнутых контуров механизма К по формуле:
В соответствии с принципом Ассура разделяем механизм на 3 части:
)Структурная группа 4-5.
)Структурная группа 2-3.
)Первичный механизм состоящий из кривошипа 1 и опоры 0 .
Кинематическое исследование механизма
1 Графический синтез многозвенного механизма
Графический синтез и определение основных размеров механизма произведен на формате А1 (плакат 1 рис. 1).
По известным параметрам вычислим угловую скорость :
Для всех положений механизма планы скоростей (1 рис. 2) строят в выбранном масштабе для нахождения передаточных отношений и передаточных функций.
3 Расчет линейных скоростей
Находим линейную скорость точки А при известном значении угловой скорости :
Длину отрезка pa выражающем на плане скоростей скорость точки А на входном звене выбираем исходя из размеров формата листа. Принимаем pa = 4635 мм. Вычисляем масштаб плана скоростей:
Для нахождения скорости точкисоставляем уравнение связывающее векторы скоростей точек при плоском движении звена 2:
где - вектор скорости точкив абсолютном движении;
- вектор скорости точки А при плоском движении ;
- вектор скорости точкив относительном движении то есть при вращении звена 3 вокруг точки А.
где - вектор скорости точки В в абсолютном движении.
где - вектор скорости точки С в абсолютном движении.
- вектор скорости точки C в относительном движении то есть при вращении звена 4 вокруг точки B.
- вектор скорости точки B при плоском движении.
Из построенных планов скоростей для каждого положения механизма с помощью соотношения
где pa3 - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки A3.
Аналогично находим скорости остальных звеньев механизма.
pa - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки А.
pb - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки B.
pc - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки C.
bc - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость .
aa3 - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость .
Для дальнейшего исследования механизма достаточно знать только длины отрезков выражающие на плане скоростей скорости точек и звеньев.
Длины отрезков выражающие на плане скоростей скорости точек и звеньев механизма сведем в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Линейные скорости точек и звеньев механизма мм
4 Расчет передаточных функций скоростей точек
Используя планы скоростей плакат 1 рис.2 определяем числовые значения передаточных функций по следующим формулам :
где -передаточная функция скорости движения точки E звена 5.
Найдем числовые значения передаточных функций скоростей точек например в первом положении по формулам из 2.7 2.8 2.9
По этим же формулам вычисляем передаточные функции скоростей точек в остальных положениях и результаты сведем в таблицу 2.2
5 Расчет передаточного отношения
Передаточные отношения вычисляем при помощи формул:
где U31 – передаточное отношение для звеньев 1 и 3
где U41 – передаточное отношение для звеньев 1 и 4
Рассчитываем по формулам 2.8 и 2.9 передаточные отношения для всех положений и результаты сведем в таблицу 2.2
Таблица 2.2 – Передаточные функции и отношения
6 Приведенные моменты внешних сил
Для механизма долбежного станка с качающейся кулисой внешними силами являются: сила сопротивления F5C силы тяжести G3 = 200 Н G5 = 680 Н и постоянный движущий момент М1Д.
Приведенные моменты внешних сил определяем по следующим соотношениям :
где - приведенный момент силы сопротивления .
Суммарный приведенный момент сил определяем по следующей формуле
Найдем числовые значения например в пятом положении по формулам 2.10 и 2.11
Используя эти же формулы находим в остальных положениях и результаты сведем в таблицу 2.3
По данным таблицы 2.3 строим график рис. 3 плакат 1 приведенного момента сил в масштабе
7 Приведенные моменты инерции звеньев
Сумма приведенных моментов инерции звеньев совершает плоское возвратно-поступательное и возвратно-вращательное движение обозначается и называется суммой приведенных моментов инерции второй группы звеньев . определяется следующей формулой :
где - приведенный момент инерции звена 3 в поступательном движении вместе с центром масс.
- приведенный момент инерции звена 3 вращательном движении вокруг оси проходящей через центр масс.
-приведенный момент инерции звена 4 вращательном движении вокруг оси проходящей через центр масс.
- приведенный момент инерции звена 5 в поступательном движении.
вычисляется по формуле:
где масса звена 3 определяется по формуле:
- вес звена 3 или сила тяжести звена g ускорение свободного падения g = 9.81 Нкг
где = 16 - момент инерции кулисы относительно оси проходящей через ее центр тяжести .
где =003 - момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести .
где определяется по формулам:
где - вес ползуна 5 или сила тяжести звена g ускорение свободного падения g = 9.81 Нкг 694 кг
по формулам (2.13) (2.15) (2.16) (2.17) найдем числовые значения приведенных моментов инерции звеньев например в пятом положении:
Аналогично вычисляем числовые значения приведенных моментов инерции звеньев в остальных положениях а результаты запишем в таблицу 2.3
Таблица 2.3 – Сила сопротивления приведенные моменты внешних сил приведенные моменты инерции звеньев
По данным таблицы 2.3 строим графики приведенных моментов инерции звеньев плакат 1 рис. 3 в масштабах .
8 Работы за цикл. Изменение кинетической энергии
С помощью графического интегрирования графика приведенного момента сил сопротивления строим график работы сил сопротивления. Для этого задаем произвольно отрезок К интегрирования длинна которого определяет масштаб графика работы сил сопротивления который вычисляется по формуле :
где - масштаб графика приведенного момента сил
- масштаб угла поворота звена приведения
- отрезок интегрирования К = 40 мм
Масштаб угла поворота звена приведения задаем =38.2
По формуле 2.23 определим
строим график работы движущих сил в масштабе ммДж
Определяем числовые значения суммарной работы в каждом положении по формуле
где Ас – работа сил сопротивления
АД – работа движущих сил.
Результаты вычислений заносим в таблицу 2.4 и по ним строим график суммарной работы за цикл в масштабе (плакат 1 рис .5)
Найдем изменение кинетической энергии первой группы звеньев которое необходимо для определения момента инерции маховых масс обеспечивающих движение механизма с заданными коэффициентом - неравномерности движения.
Изменение кинетической энергии определяем по формуле
где -кинетическая энергия второй группы звеньев .
вычисляется по формуле
При заданном значении коэффициента неравномерности движения допустимо предположение.
Вычисляем кинетическую энергию второй группы звеньев используя значения приведенного момента инерции второй группы звеньев из таблицы 2.3 и результаты заносим в таблицу 2.4
Используя формулу (2.21) находим числовые значения изменения кинетической энергии первой группы звеньев которые также заносим в таблицу 2.4 .
Таблица 2.4 – Работа за цикл изменение кинетической энергии
9 Определение размеров маховика
Для определения размеров маховика необходимо найти момент инерции дополнительной маховой массы который определяется по формуле :
где приведенный момент инерции первой группы звеньев ;
- момент инерции первой группы без маховика.
Приведенный момент инерции первой группы звеньев определяется по следующему соотношению:
где - наибольшее значение кинетической энергии первой группы звеньев.
Момент инерции звеньев первой группы :
Определяем в численном значении момент инерции дополнительной маховой массы по формуле 2.27 :
Требуется установка маховика и определение его размеров. Устанавливаем маховик на валу электродвигателя так как чем больше число оборотов вала тем меньше его масса
где -момент инерции маховика (сплошного диска) равный дополнительному моменту инерции деленному на квадрат передаточного отношения
D – диаметр маховика.
В- ширина маховика стандартно =02 м
плотность материала маховика (в данном случае железа)
преобразуя формулу 2.31 подставляя известные значения находим диаметр:
Вычисляем массу маховика :
Геометрические размеры маховика приведены в таблице 2.5
Таблица 2.5 – Геометрические размеры маховика
Из экономических соображений и для достижения простоты в ремонте ставим маховик до редуктора.
Динамический анализ механизма
1 План скоростей и ускорений
Строим план скоростей и ускорений механизма в первом положении заданном для силового расчета плакат 2 рис. 2 рис. 3.
2 Расчет линейных скоростей и ускорений
Произведем расчет линейных ускорений точек A D E K4 и звеньев ED и AK3
Записываем векторные уравнения:
где вектор ускорения точки A3.
вектор касательного ускорения точки А направленный по касательной к окружности радиуса loa.
- вектор нормального ускорения точки А направленный от точки А к точки О.
-вектор относительного ускорения
-вектор ускорения Кориолиса
Значение вектора определяем по формуле
Значение вектора определяем по формуле :
где - угловое ускорение звена 1
- угловое ускорение звена 1 найдем по формуле:
где - суммарный приведенный момент сил
- суммарный приведенный момент инерции звеньев
определяется следующей формулой :
где - средний приведенный момент движущих сил. Он определяется по формуле:
- определяется из рис. 4 плакат 1 и равна:
Найдем по формуле 3.7 :
Суммарный приведенный момент инерции звеньев вычисляем по формуле:
Подставляя значения полученное по формуле 2.28 и значение полученное по формуле 2.16 для пятого положения подставляем в формулу 3.9 и находим числовое значение :
Величина находим по следующему выражению:
где - угол наклона касательной к графику приведенных моментов инерции второй группы звеньев в седьмом положении = 03057
Численно величина будет равна:
подставляя все полученные значения в формуле 3.6 численно найдем угловое ускорение звена 1 :
Ускорение точки D определяется по формуле:
где - вектор ускорения точки A3.
По формулам находим числовые значения
Для ползуна ускорение
Решая графически уравнения приведенные выше находим неизвестные и результаты заносим в таблицу 3.1 Линейные ускорения
Таблица 3.1 – Линейные ускорения
Механизм при силовом расчете расчленяют на статически определимые группы звеньев. В нашем случае такой статически определимой структурной группой является структурная группа звеньев 5-4 и 2-3.
На группу 4-5 действуют при заданном угле следующие силы : - сила тяжести - сила сопротивления - главный вектор сил инерции и главный момент сил инерции - - сила связанная со группой звеньев 3-2 -сила реакции опоры.
Главный вектор сил инерции находится по формуле:
Главный момент сил инерции - находится по следующему соотношению:
где - момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести =003
- угловое ускорение звена 4.
Уравнение равновесия заданных сил реакций связей и сил инерции для такой структурной группы следующее :
Чтобы решить это уравнение необходим определить силы и
где - касательная составляющая силы
- нормальная составляющая силы
касательная составляющая силы .Она находится из уравнения моментов. Составляем алгебраическое уравнение моментов сил относительно оси внутреннего шарнира С и учитывая знаки моментов получаем уравнение:
После определения составляющей решаем векторное уравнение 3.19 путем построения плана сил в масштабе плакат 2 рис. 4
Рассмотрим группу звеньев 3-2.
На группу 3-2 действуют при заданном угле следующие силы : - сила тяжести - главный вектор сил инерции и главный момент сил инерции - - сила связанная с группой звеньев 4-5- сила связанная с первичным механизмом сила реакции опоры.
где = 16 - момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести .
- угловое ускорение звена 3.
Чтобы решить это уравнение необходимо определить силы и составляем алгебраическое уравнение моментов сил относительно шарнира С учитывая знаки моментов (плакат 2 рис.4 б) получаем два уравнения:
Выражаем из уравнения 3.27 получаем:
подставляя значения находим:
Решаем векторное уравнение 3.26 путем построения плана сил в масштабе плакат 2 рис.6
Составим для него уравнение сил
Сила F21 действует на плече h21 которое находится из уравнения моментов относительно точки А звена 2
Учитывая знаки составим уравнение моментов:
Из (3.33) следует что h21 = 0
Из плана сил следует что сила F21 равна но противоположна по направлению силе F23
Из плана сил для первичного звена F21 = 2383 Н
Силовой расчет первичного механизма.
На первичный механизм действуют при заданном угле следующие силы: главный момент сил инерции - - сила связанная с группой звеньев 3-2-сила реакции опоры. - движущий момент.
Чтобы решить это уравнение необходимо определить силу
Сначала составляем алгебраическое уравнение моментов сил относительно опоры О учитывая знаки моментов получаем уравнение:
Выражаем из уравнения 3.34 получаем:
После определения составляющей из уравнения 3.33
Отсюда следует что сила реакции опоры равна но противоположна по направлению силы и равна 2383 Н плакат2 рис. 5
4 Оценка точности расчета
Поскольку неизбежны отклонения в числовых значениях полученных при выполнении первого и второго листов работы. Их оценивают относительной погрешностью вычислений которая выражается следующей формулой:
определяется из уравнения моментов сил приложенных к звену 1 с учетом знаков (плакат 2 рис.4)
Из уравнения 3.40 выражаем и подставив числовые значения получаем:
так же находится из уравнения моментов сил относительно шарнира О (плакат 2 рис.4):
Подставляем значения:
Проектирование планетарной зубчатой передачи
Передаточное отношение планетарной передачи
Для данного механизма находим передаточное отношение планетарного редуктора.
Nдв = 2438 обс=14628 обмин
Скорость вращения кривошипа
Скорость вращения на выходе в редуктор
Скорость вращения на выходе из редуктора
Общее передаточное число редуктора
Число зубьев первого планетарного механизма редуктора
Число зубьев второго планетарного механизма редуктора
Угловые скорости и передаточные числа
Угол между осями сателлитов
k – число сателлитов.
Для колёс с внешним зацеплением
Для колёс с внутренним зацеплением
Условие сборки нескольких сателлитов
Так как габаритные размеры при первом сочетании сомножителей получились меньше то этот вариант наиболее предпочтителен т.е. его можно взять рабочим.
Определим межосевое расстояние:
где - максимальный крутящий момент на входном валу
- передаточное отношение.
Модуль зубчатых колес:
В соответствии со стандартным рядом модулей принимаем:
Определяем размеры делительных диаметров:
Найдем численные значения диаметров:
Чертим схему планетарной передачи в масштабе:
Построение графиков скоростей точек и частот вращения звеньев
Для построения прямой распределения скоростей точек звена 1 необходимо знать скорости двух точек. Для звена 1 это точки О и А; ось О неподвижна и ее скорость равна нулю. Скорость точки А определяем по формуле:
где - угловая скорость определяется следующей формулой:
Строим график скоростей звеньев в масштабе:
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
1Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
Для данной зубчатой передачи заданы:
z5 – число зубьев пятого колеса z5 = 13
z6 – число зубьев шестого колеса z6 = 18
m – модуль зубчатых колес 5 и 6 m = 12 мм
Параметры исходного контура и реечного инструмента:
α = 20 – угол главного профиля
- коэффициент высоты головки
с = 0 25 – коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров.
Определим основные геометрические размеры зубчатых колес и результаты вычислений сведем в таблицу 5.1:
Таблица 5.1 - Геометрические размеры зубчатых колес
Буквенное обозначение
Угол профиля исходного контура
Коэффициент высоты головки
Коэффициент радиального зазора
Число зубьев шестерни
Угол наклона линии зуба
Коэффициент смещения у шестерни
Коэффициент смещения у колеса
Вычисленные параметры
Делительное межосевое расстояние
Межосевое расстояние
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Делительный диаметр шестерни
Делительный диаметр колеса
Основной диаметр шестерни
Основной диаметр колеса
Начальный диаметр шестерни
Начальный диаметр колеса
Диаметр вершин зубьев шестерни
Диаметр вершин зубьев колеса
Диаметр впадин зубьев шестерни
Диаметр впадин зубьев колеса
Окр. толщина зуба по дуге делит. окр. шестерни
Окр. толщина зуба по дуге делит. окр. колеса
Угол профиля зуба в точке на окр вершин шест.
Угол профиля зуба в точке на окр вершин колеса
Нормальная толщина зубьев шестерни
Нормальная толщина зубьев колеса
Радиус кривизны переходной кривой
Толщина зуба по хорде делит. окр. шестерни
Толщина зуба по хорде делит. окр. колеса
Шаг по хорде делительной окр. шестерни
Шаг по делительной окружности
Показатели качества передачи
Толщина зубьев по окр. вершины шестерни
Толщина зубьев по окр. вершины колеса
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент перекрытия
Коэффициент удельного скольжения шестерни
Коэффициент давления в полюсе
Выполним проверку расчетов:
2Построение зацепления цилиндрической зубчатой передачи
Построение зацепления цилиндрической зубчатой передачи произведено с помощью метода обкатки (плакат 3 рис 1)
Проектирование кулачкового механизма
1Определение рабочего угла кулачка
Из схемы механизма на листе 1 рис.1 определяем угол перебега jпер = 600 с помощью циклограммы работы механизма определяем угол подачи:
jпод = jпер – 100 – 150 . (6.1)
С помощью циклограммы работы механизма определяем рабочий угол:
jраб = 2jпод + 150. (6.2)
2Определение скоростей и перемещений толкателя
Для данного кулачка задан закон движения (плакат 4. рис1). Дважды интегрируем этот закон графически выбирая отрезки интегрирования К1 = К2 =30 мм. Получаем законы изменения скоростей и перемещений толкателя плакат 4 рис 23. Зная максимальное перемещение толкателя по дуге определяем масштаб графика перемещений:
Находим масштаб графика скоростей:
где mj - масштаб по оси угловых перемещений.
Подставляя значения получаем mqV = 363;
Находим масштаб графика ускорений:
где mj - масштаб по оси угловых перемещений
Подставляя значения получаем mqa = 63..
3Определение основных размеров кулачка с учетом допустимого угла давления
В криволинейных координатах в одном масштабе строим зависимость VqL(SL) по данным снятых с плаката 4 рис. 23.
Таблица 6.1 - Зависимость VqL(SL)
Отложив допустимые углы давления определяем две ОДР. В первой допускается реверсивное движение кулачка и r0 = 0.139 м и а = 0.198м.
4Определение радиуса ролика толкателя
Радиус ролика рекомендуется выбирать из стандартного ряда
rр = (02..032)r0. (6.6)
Но при этом должно обязательно выполняться условие:
Для кулачка не обеспечивающего реверсивное вращение = 57 мм. Примем радиус ролика rр1 = 40 мм (рекомендуемый ряд 38..60.8 мм но мы не можем взять значения из этого ряда из-за ограничения (6.7)).
Рабочие и конструктивные профили для этих кулачков вычерчены на плакате 4 рис 6.
5Определение углов давления при разных положениях кулачка
Углы давления для разных профилей определим из плаката 4 рис. 4. Графики изображены на плакате 4 рис.5. Значения сведены в таблицу 6.2
Таблица 6.2 - Зависимость угла давления от угла поворота кулачка
J01 для кулачка не допускающего реверсивное вращение
Список использованной литературы
)Вульфсон И.И. М.Л. Коловский М.З. «Механика машин» : Учебное пособие для вузов Под редакцией Смирнова Г.А. – М: Высшая школа. 1996 – 511 с.: ил.
)Попов С.А. Тимофеев Г.А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» : Учебное пособие для Вузов Под ред. Фролова. – 2-е издание –М.: Высшая школа 1998. – 351с.:ил.
)Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3 т.Анурьев В.И. – М.: Машиностроение 2001 - 864с.

ПЗ.DOC

1)Первичный механизм состоящий из кривошипа 1 и опоры 0 .
Кинематическое исследование механизма
Графический синтез и определение основных размеров механизма произведен на формате А1 (плакат 1 рис. 1).
По известным параметрам вычислим угловую скорость :
Для всех положений механизма планы скоростей (1 рис. 2) строят в выбранном масштабе для нахождения передаточных отношений и передаточных функций.
2 Расчет линейных скоростей
Находим линейную скорость точки А при известном значении угловой скорости :
Длину отрезка pa выражающем на плане скоростей скорость точки А на входном звене выбираем исходя из размеров формата листа. Принимаем pa = 4635 мм. Вычисляем масштаб плана скоростей:
Для нахождения скорости точкисоставляем уравнение связывающее векторы скоростей точек при плоском движении звена 2:
где - вектор скорости точкив абсолютном движении;
- вектор скорости точки А при плоском движении ;
- вектор скорости точкив относительном движении то есть при вращении звена 3 вокруг точки А.
где - вектор скорости точки В в абсолютном движении.
где - вектор скорости точки С в абсолютном движении.
- вектор скорости точки C в относительном движении то есть при вращении звена 4 вокруг точки B.
- вектор скорости точки B при плоском движении.
Из построенных планов скоростей для каждого положения механизма с помощью соотношения
где pa3 - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки A3.
Аналогично находим скорости остальных звеньев механизма.
pa - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки А.
pb - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки B.
pc - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость точки C.
bc - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость .
aa3 - длина отрезка выражающего на плане скоростей скорость .
Для дальнейшего исследования механизма достаточно знать только длины отрезков выражающие на плане скоростей скорости точек и звеньев.
Длины отрезков выражающие на плане скоростей скорости точек и звеньев механизма сведем в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Линейные скорости точек и звеньев механизма мм
3 Расчет передаточных функций скоростей точек
Используя планы скоростей плакат 1 рис.2 определяем числовые значения передаточных функций по следующим формулам :
где -передаточная функция скорости движения точки E звена 5.
Найдем числовые значения передаточных функций скоростей точек например в первом положении по формулам из 2.7 2.8 2.9
По этим же формулам вычисляем передаточные функции скоростей точек в остальных положениях и результаты сведем в таблицу 2.2
4 Расчет передаточного отношения
Передаточные отношения вычисляем при помощи формул:
где U31 – передаточное отношение для звеньев 1 и 3
где U41 – передаточное отношение для звеньев 1 и 4
Рассчитываем по формулам 2.8 и 2.9 передаточные отношения для всех положений и результаты сведем в таблицу 2.2
Таблица 2.2 – Передаточные функции и отношения
5 Приведенные моменты внешних сил
Для механизма долбежного станка с качающейся кулисой внешними силами являются: сила сопротивления F5C силы тяжести G3 = 200 Н G5 = 680 Н и постоянный движущий момент М1Д.
Приведенные моменты внешних сил определяем по следующим соотношениям :
где - приведенный момент силы сопротивления .
Суммарный приведенный момент сил определяем по следующей формуле
Найдем числовые значения например в пятом положении по формулам 2.10 и 2.11
Используя эти же формулы находим в остальных положениях и результаты сведем в таблицу 2.3
По данным таблицы 2.3 строим график рис. 3 плакат 1 приведенного момента сил в масштабе
6 Приведенные моменты инерции звеньев
Сумма приведенных моментов инерции звеньев совершает плоское возвратно-поступательное и возвратно-вращательное движение обозначается и называется суммой приведенных моментов инерции второй группы звеньев . определяется следующей формулой :
где - приведенный момент инерции звена 3 в поступательном движении вместе с центром масс.
- приведенный момент инерции звена 3 вращательном движении вокруг оси проходящей через центр масс.
-приведенный момент инерции звена 4 вращательном движении вокруг оси проходящей через центр масс.
- приведенный момент инерции звена 5 в поступательном движении.
вычисляется по формуле:
где масса звена 3 определяется по формуле:
- вес звена 3 или сила тяжести звена g ускорение свободного падения g = 9.81 Нкг
где = 16 - момент инерции кулисы относительно оси проходящей через ее центр тяжести .
где =003 - момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести .
где определяется по формулам:
где - вес ползуна 5 или сила тяжести звена g ускорение свободного падения g = 9.81 Нкг 694 кг
по формулам (2.13) (2.15) (2.16) (2.17) найдем числовые значения приведенных моментов инерции звеньев например в пятом положении:
Аналогично вычисляем числовые значения приведенных моментов инерции звеньев в остальных положениях а результаты запишем в таблицу 2.3
Таблица 2.3 – Сила сопротивления приведенные моменты внешних сил приведенные моменты инерции звеньев
По данным таблицы 2.3 строим графики приведенных моментов инерции звеньев плакат 1 рис. 3 в масштабах .
7 Работы за цикл. Изменение кинетической энергии
С помощью графического интегрирования графика приведенного момента сил сопротивления строим график работы сил сопротивления. Для этого задаем произвольно отрезок К интегрирования длинна которого определяет масштаб графика работы сил сопротивления который вычисляется по формуле :
где - масштаб графика приведенного момента сил
- масштаб угла поворота звена приведения
- отрезок интегрирования К = 40 мм
Масштаб угла поворота звена приведения задаем =38.2
По формуле 2.23 определим
строим график работы движущих сил в масштабе ммДж
Определяем числовые значения суммарной работы в каждом положении по формуле
где Ас – работа сил сопротивления
АД – работа движущих сил.
Результаты вычислений заносим в таблицу 2.4 и по ним строим график суммарной работы за цикл в масштабе (плакат 1 рис .5)
Найдем изменение кинетической энергии первой группы звеньев которое необходимо для определения момента инерции маховых масс обеспечивающих движение механизма с заданными коэффициентом - неравномерности движения.
Изменение кинетической энергии определяем по формуле
где -кинетическая энергия второй группы звеньев .
вычисляется по формуле
При заданном значении коэффициента неравномерности движения допустимо предположение.
Вычисляем кинетическую энергию второй группы звеньев используя значения приведенного момента инерции второй группы звеньев из таблицы 2.3 и результаты заносим в таблицу 2.4
Используя формулу (2.21) находим числовые значения изменения кинетической энергии первой группы звеньев которые также заносим в таблицу 2.4 .
Таблица 2.4 – Работа за цикл изменение кинетической энергии
8 Определение размеров маховика
Для определения размеров маховика необходимо найти момент инерции дополнительной маховой массы который определяется по формуле :
где приведенный момент инерции первой группы звеньев ;
- момент инерции первой группы без маховика.
Приведенный момент инерции первой группы звеньев определяется по следующему соотношению:
где - наибольшее значение кинетической энергии первой группы звеньев.
Момент инерции звеньев первой группы :
Определяем в численном значении момент инерции дополнительной маховой массы по формуле 2.27 :
Требуется установка маховика и определение его размеров. Устанавливаем маховик на валу электродвигателя так как чем больше число оборотов вала тем меньше его масса
где -момент инерции маховика (сплошного диска) равный дополнительному моменту инерции деленному на квадрат передаточного отношения
D – диаметр маховика.
В- ширина маховика стандартно =02 м
плотность материала маховика (в данном случае железа)
преобразуя формулу 2.31 подставляя известные значения находим диаметр:
Вычисляем массу маховика :
Геометрические размеры маховика приведены в таблице 2.5
Таблица 2.5 – Геометрические размеры маховика
Из экономических соображений и для достижения простоты в ремонте ставим маховик до редуктора.
Динамический анализ механизма
1 Расчет линейных скоростей и ускорений
Строим план скоростей и ускорений механизма в первом положении заданном для силового расчета плакат 2 рис. 2 рис. 3.
Произведем расчет линейных ускорений точек A D E K4 и звеньев ED и AK3
Записываем векторные уравнения:
где вектор ускорения точки A3.
вектор касательного ускорения точки А направленный по касательной к окружности радиуса loa.
- вектор нормального ускорения точки А направленный от точки А к точки О.
-вектор относительного ускорения
-вектор ускорения Кориолиса
Значение вектора определяем по формуле
Значение вектора определяем по формуле :
где - угловое ускорение звена 1
- угловое ускорение звена 1 найдем по формуле:
где - суммарный приведенный момент сил
- суммарный приведенный момент инерции звеньев
определяется следующей формулой :
где - средний приведенный момент движущих сил. Он определяется по формуле:
- определяется из рис. 4 плакат 1 и равна:
Найдем по формуле 3.7 :
Суммарный приведенный момент инерции звеньев вычисляем по формуле:
Подставляя значения полученное по формуле 2.28 и значение полученное по формуле 2.16 для пятого положения подставляем в формулу 3.9 и находим числовое значение:
Величина находим по следующему выражению:
где - угол наклона касательной к графику приведенных моментов инерции второй группы звеньев в седьмом положении = 03057
Численно величина будет равна:
подставляя все полученные значения в формуле 3.6 численно найдем угловое ускорение звена 1 :
Ускорение точки D определяется по формуле:
где - вектор ускорения точки A3.
По формулам находим числовые значения
Для ползуна ускорение
Решая графически уравнения приведенные выше находим неизвестные и результаты заносим в таблицу 3.1 Линейные ускорения
Таблица 3.1 – Линейные ускорения
Механизм при силовом расчете расчленяют на статически определимые группы звеньев. В нашем случае такой статически определимой структурной группой является структурная группа звеньев 5-4 и 2-3.
На группу 4-5 действуют при заданном угле следующие силы : - сила тяжести - сила сопротивления - главный вектор сил инерции и главный момент сил инерции - - сила связанная со группой звеньев 3-2 -сила реакции опоры.
Главный вектор сил инерции находится по формуле:
Главный момент сил инерции - находится по следующему соотношению:
где - момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести =003
- угловое ускорение звена 4.
Уравнение равновесия заданных сил реакций связей и сил инерции для такой структурной группы следующее :
Чтобы решить это уравнение необходим определить силы и
где - касательная составляющая силы
- нормальная составляющая силы
касательная составляющая силы .Она находится из уравнения моментов. Составляем алгебраическое уравнение моментов сил относительно оси внутреннего шарнира С и учитывая знаки моментов получаем уравнение:
После определения составляющей решаем векторное уравнение 3.19 путем построения плана сил в масштабе плакат 2 рис. 4
Рассмотрим группу звеньев 3-2.
На группу 3-2 действуют при заданном угле следующие силы : - сила тяжести - главный вектор сил инерции и главный момент сил инерции - - сила связанная с группой звеньев 4-5- сила связанная с первичным механизмом сила реакции опоры.
где = 16 - момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести .
- угловое ускорение звена 3.
Чтобы решить это уравнение необходимо определить силы и составляем алгебраическое уравнение моментов сил относительно шарнира С учитывая знаки моментов (плакат 2 рис.4 б) получаем два уравнения:
Выражаем из уравнения 3.27 получаем:
подставляя значения находим:
Решаем векторное уравнение 3.26 путем построения плана сил в масштабе плакат 2 рис.6
Составим для него уравнение сил
Сила F21 действует на плече h21 которое находится из уравнения моментов относительно точки А звена 2
Учитывая знаки составим уравнение моментов:
Из (3.33) следует что h21 = 0
Из плана сил следует что сила F21 равна но противоположна по направлению силе F23
Из плана сил для первичного звена F21 = 2383 Н
Силовой расчет первичного механизма.
На первичный механизм действуют при заданном угле следующие силы: главный момент сил инерции - - сила связанная с группой звеньев 3-2-сила реакции опоры. - движущий момент.
Чтобы решить это уравнение необходимо определить силу
Сначала составляем алгебраическое уравнение моментов сил относительно опоры О учитывая знаки моментов получаем уравнение:
Выражаем из уравнения 3.34 получаем:
После определения составляющей из уравнения 3.33
Отсюда следует что сила реакции опоры равна но противоположна по направлению силы и равна 2383 Н плакат2 рис. 5
3 Оценка точности расчета
Поскольку неизбежны отклонения в числовых значениях полученных при выполнении первого и второго листов работы. Их оценивают относительной погрешностью вычислений которая выражается следующей формулой:
определяется из уравнения моментов сил приложенных к звену 1 с учетом знаков (плакат 2 рис.4)
Из уравнения 3.40 выражаем и подставив числовые значения получаем:
так же находится из уравнения моментов сил относительно шарнира О (плакат 2 рис.4):
Подставляем значения:
Проектирование планетарной зубчатой передачи
Передаточное отношение планетарной передачи
Для данного механизма находим передаточное отношение планетарного редуктора.
Nдв = 2438 обс=14628 обмин
Скорость вращения кривошипа
Скорость вращения на выходе в редуктор
Скорость вращения на выходе из редуктора
Общее передаточное число редуктора
Число зубьев первого планетарного механизма редуктора
Число зубьев второго планетарного механизма редуктора
Угловые скорости и передаточные числа
Угол между осями сателлитов
k – число сателлитов.
Для колёс с внешним зацеплением
Для колёс с внутренним зацеплением
Условие сборки нескольких сателлитов
Так как габаритные размеры при первом сочетании сомножителей получились меньше то этот вариант наиболее предпочтителен т.е. его можно взять рабочим.
Определим межосевое расстояние:
где - максимальный крутящий момент на входном валу
- передаточное отношение.
Модуль зубчатых колес:
В соответствии со стандартным рядом модулей принимаем:
Определяем размеры делительных диаметров:
Найдем численные значения диаметров:
Чертим схему планетарной передачи в масштабе:
Построение графиков скоростей точек и частот вращения звеньев
Для построения прямой распределения скоростей точек звена 1 необходимо знать скорости двух точек. Для звена 1 это точки О и А; ось О неподвижна и ее скорость равна нулю. Скорость точки А определяем по формуле:
где - угловая скорость определяется следующей формулой:
Строим график скоростей звеньев в масштабе:
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
1 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
Для данной зубчатой передачи заданы:
z5 – число зубьев пятого колеса z5 = 13
z6 – число зубьев шестого колеса z6 = 18
m – модуль зубчатых колес 5 и 6 m = 12 мм
Параметры исходного контура и реечного инструмента:
α = 20 – угол главного профиля
- коэффициент высоты головки
с = 0 25 – коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров.
Определим основные геометрические размеры зубчатых колес и результаты вычислений сведем в таблицу 5.1:
Таблица 5.1 - Геометрические размеры зубчатых колес
Буквенное обозначение
Угол профиля исходного контура
Коэффициент высоты головки
Коэффициент радиального зазора
Число зубьев шестерни
Угол наклона линии зуба
Коэффициент смещения у шестерни
Коэффициент смещения у колеса
Вычисленные параметры
Делительное межосевое расстояние
Межосевое расстояние
Коэффициент воспринимаемого смещения
Продолжение таблицы 5.1
Делительный диаметр шестерни
Делительный диаметр колеса
Основной диаметр шестерни
Основной диаметр колеса
Начальный диаметр шестерни
Начальный диаметр колеса
Диаметр вершин зубьев шестерни
Диаметр вершин зубьев колеса
Диаметр впадин зубьев шестерни
Диаметр впадин зубьев колеса
Окр. толщина зуба по дуге делит. окр. шестерни
Окр. толщина зуба по дуге делит. окр. колеса
Угол профиля зуба в точке на окр вершин шест.
Угол профиля зуба в точке на окр вершин колеса
Нормальная толщина зубьев шестерни
Нормальная толщина зубьев колеса
Радиус кривизны переходной кривой
Толщина зуба по хорде делит. окр. шестерни
Толщина зуба по хорде делит. окр. колеса
Шаг по хорде делительной окр. шестерни
Шаг по делительной окружности
Показатели качества передачи
Толщина зубьев по окр. вершины шестерни
Толщина зубьев по окр. вершины колеса
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент перекрытия
Коэффициент удельного скольжения шестерни
Коэффициент давления в полюсе
Выполним проверку расчетов:
Построение зацепления цилиндрической зубчатой передачи произведено с помощью метода обкатки (плакат 3 рис 1)
Проектирование кулачкового механизма
1 Определение рабочего угла кулачка
Из схемы механизма на листе 1 рис.1 определяем угол перебега jпер = 600 с помощью циклограммы работы механизма определяем угол подачи:
jпод = jпер – 100 – 150 . (6.1)
С помощью циклограммы работы механизма определяем рабочий угол:
jраб = 2jпод + 150. (6.2)
2 Определение скоростей и перемещений толкателя
Для данного кулачка задан закон движения (плакат 4. рис1). Дважды интегрируем этот закон графически выбирая отрезки интегрирования К1 = К2 =30 мм. Получаем законы изменения скоростей и перемещений толкателя плакат 4 рис 23. Зная максимальное перемещение толкателя по дуге определяем масштаб графика перемещений:
Находим масштаб графика скоростей:
где mj - масштаб по оси угловых перемещений.
Подставляя значения получаем mqV = 363;
Находим масштаб графика ускорений:
где mj - масштаб по оси угловых перемещений
Подставляя значения получаем mqa = 63..
1Определение основных размеров кулачка с учетом допустимого угла давления
В криволинейных координатах в одном масштабе строим зависимость VqL(SL) по данным снятых с плаката 4 рис. 23.
Таблица 6.1 - Зависимость VqL(SL)
Отложив допустимые углы давления определяем две ОДР. В первой допускается реверсивное движение кулачка и r0 = 0.139 м и а = 0.198м.
2Определение радиуса ролика толкателя
Радиус ролика рекомендуется выбирать из стандартного ряда
rр = (02..032)r0. (6.6)
Но при этом должно обязательно выполняться условие:
Для кулачка не обеспечивающего реверсивное вращение = 57 мм. Примем радиус ролика rр1 = 40 мм (рекомендуемый ряд 38..60.8 мм но мы не можем взять значения из этого ряда из-за ограничения (6.7)).
Рабочие и конструктивные профили для этих кулачков вычерчены на плакате 4 рис 6.
3Определение углов давления при разных положениях кулачка
Углы давления для разных профилей определим из плаката 4 рис. 4. Графики изображены на плакате 4 рис.5. Значения сведены в таблицу 6.2
Таблица 6.2 - Зависимость угла давления от угла поворота кулачка
J01 для кулачка не допускающего реверсивное вращение
Список использованной литературы
)Вульфсон И.И. М.Л. Коловский М.З. «Механика машин» : Учебное пособие для вузов Под редакцией Смирнова Г.А. – М: Высшая школа. 1996 – 511 с.: ил.
)Попов С.А. Тимофеев Г.А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» : Учебное пособие для Вузов Под ред. Фролова. – 2-е издание –М.: Высшая школа 1998. – 351с.:ил.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3 т.Анурьев В.И. – М.: Машиностроение 2001 - 864с.

Чертеж1.cdw

Рисунок 4 - Графики приведенного момента сил сопротивления и движущего момента
Кинематический анализ механизма
Рисунок 1 - Схема механизма
Рисунок 3 - График приведённого момента инерции
Рисунок 2 - Планы скоростей
Рисунок 5 - Графики работ и кинетической энергии

Чертеж4.cdw

Рисунок 1 - Закон изменения ускорения толкателя
кулачкового механизма
Рисунок 2 - Закон изменения скорости толкателя
Рисунок 3 - Закон изменения перемещения толкателя
Рисунок 6 - Центровой и конструктивный профили
Рисунок 5 - Графики угла давления толкателя
Рисунок 4 - Определение начального радиуса кулачка

Проектирование планетарной передачи.doc

Проектирование планетарной передачи
n дв = 2438 обс=14628 обмин
Скорость вращения кривошипа
Скорость вращения на выходе в редуктор
Скорость вращения на выходе из редуктора
Общее передаточное число редуктора
Число зубьев первого планетарного механизма редуктора
Число зубьев второго планетарного механизма редуктора
Угловые скорости и передаточные числа
Угол между осями сателлитов
k – число сателлитов.
Для колёс с внешним зацеплением
Для колёс с внутренним зацеплением
Условие сборки нескольких сателлитов