Курсовой по ТММ на тему Рычажный механизм, механизм передач, кулачковый механизм

титул.cdw

Министерство просвещения ПМР
Приднестровский государственный университет
Инженерно-технический факультет
Кафедра "Технология машиностроения"
Расчетно-пояснительная записка
Рзработал Андрушков АА.
Механизм компрессора

Титул.doc

Приднестровский государственный университет
Аграрно-технологический факультет
Расчётно-пояснительная записка.
По предмету: Теория механизмов и машин
Руководитель: преподаватель: Попескул А.Н.

ЛИСТ1.cdw

Кинематическая схема механизма
План ускорений для положения 3
План сил для группы CDD
План сил группы АBB6
Cхема входного звена
План сил входного звена
Диаграмма перемещения рабочего звена
Механизм компрессора
0100.ОПД.Ф.02.04.200347

лист2.cdw

Внешнее неравносмещенное эвольвентное зубчатое зацепление
Кинематическая схема механизма
0100.ОПД.Ф.02.04.200355
План угловых скоростей

содержание.doc

Синтез и кинематическое исследование рычажного механизма ..3
Кинетостатический расчет механизма 11
Синтез зубчатой передачи .16
Синтез кулачкового механизма 23

курсовая работа по ТММ.doc

1.Синтез и кинематическое исследование рычажного механизма
1 Проводим структурный анализ и определяем класс механизма
Число степеней свободы механизма определяем по формуле ПА Чебышева:
где W-степень подвижности механизма
n-число подвижных звеньев n=5;
Р5-количество вращательных и поступательных пар пятого класса имеющихся в данном механизме Р5=7.
Разбиваем механизм на группы Ассура начиная с выходных звеньев. Последовательно отделяем от механизма группы Ассура второго класса (рис 1).
Рисунок 1 - Разложение механизма на группы
Около каждой группы указываем класс порядок и ее вид а в скобках проставляем номера звеньев образующих данную группу.
В результате осталось одно входное звено. Формула строения механизма имеет вид:
Она означает что ко входному звену состоящему из стойки и ведущего звена 1 присоединяется структурная группа второго класса второго порядка состоящая из звеньев 2 3к которой затем присоединяется структурная группа второго класса второго порядка состоящая из звеньев 4 5. По классификации Ассура механизм принадлежит к механизмам второго класса.
Строим кинематическую схему механизма. Для этого определяем масштаб длин задавшись длиной отрезка (О1А)=50мм:
(О1А)-длина звена О1А на схеме механизма мм.
ml=0.15050=0.003 ммм.
Тогда длины остальных отрезков будут равны:
(CS4)=lCS4ml=0.220.003=73.4мм.
По полученным размерам строим кинематическую схему механизма и производим разметку траекторий точек для 12 положений входного звена.
Строим план скоростей механизма.
Угловая скорость звена 1 будет равна:
где n-частота вращения кривошипа n=375 обмин;
w1- угловая скорость звена 1 радс.
3.1. Рассмотрим структурную группу АBB6 в положении 1:
Скорость внутренней точки С структурной группы АBB6 находим с помощью векторных равенств определяющих скорость этой точки относительно двух внешних кинематических пар А и B6:
где VB-абсолютная линейная скорость точки B мс;
VА-линейная скорость точки А мс;
VB2А-линейная скорость точки B2 относительно точки А мс;
VB6-линейная скорость точки B6 мс;
VB2B6-линейная скорость точки B2 относительно точки B6 мс.
VА=39.250.15»5.8875мс.
Так как точка А совершает вращательное движение то VА направлена перпендикулярно звену О1А в сторону вращения этого звена т.е. VА ^ О1А.
VB2А-неизвестна по величине но известно ее направление. Так как точка B2 совершает вращательное движение то VB2 направлена перпендикулярно звену BА т.е. VB2А ^ СА.
VB6=0 так как точка B6 неподвижна.
VB2B6-неизвестна по величине но известно ее направление. Так как точка B2 совершает поступательное движение по жесткой направляющей ХХ то VB2B6 направлена параллельно этой направляющей т.е. VB2B6 ХХ.
План скоростей строим в масштабе mv который определяем:
где (ра)-величина скорости точки А на плане скоростей мм.
Пусть (ра)=50мм. Тогда:
Строим векторное уравнение (1.6). Для этого выбираем полюс построения плана скоростей р и в масштабе mv откладываем вектор (ра) ^ О1А. К скорости точки А на плане скоростей (конец вектора (ра)) добавляем направление вектора VB2А ^ BА. Так как VB6=0 то точку B6 переносим в полюс р. Через полюс р откладываем направление VB2B6 ХХ. Абсолютная скорость точки С исходит из полюса р а конец вектора скорости определяется пересечением VB2B6 с VB2А.
Пользуясь свойством подобия на плане скоростей построим скорость центра тяжести S2 звена BА. Точка S2 делит звено BА в отношении:
Исходя из этого соотношения на отрезке (аb) плана скоростей откладываем точку S2.
Абсолютная скорость точки S2 исходит из полюса р и направлена в точку s2 на плане скоростей.
Пользуясь свойством подобия на плане скоростей построим скорость точки С звена BА. Точка С делит звено BА в отношении:
Исходя из этого соотношения на отрезке (аb) плана скоростей откладываем точку С.
Абсолютная скорость точки C исходит из полюса р и направлена в точку c на плане скоростей.
С учетом масштаба скорость точек С и S2 будет равна:
Vc=43.37010992=4.77мс.
Vs2=39.5010992=4.34 мс.
Угловая скорость звена 2 будет равна:
Cкорость точки B относительно точки А с учетом масштаба будет равна:
VBА= 43.64010992=4.8мc
Аналогично строим план скоростей структурной группы CD2D6.
Результаты расчета сводим в таблицу 1.
4. Строим план ускорения для 3 положения механизма.
Рассмотрим структурную группу АBB6 в положении 2.
Определим ускорение точки B:
aB=aA+aBAn+aBAt (1.11)
где aB-ускорение точки B мс2;
аА-ускорение точки А мс2;
aBAn-нормальная составляющая ускорения точки B относительно точки Амс2;
aBAt-тангенциальная составляющая ускорения точки B относительно
aB6-ускорение точки B6 мс2;
aBB6k-ускорение Кориолиса точки B относительно точки B6 мс2;
aBB6r-релятивное ускорение точки B относительно точки B6 мс2;
аА направлено параллельно звену АО1.
аа=39.252015=231.08мс-2; аа АО1 .
Нормальная составляющая ускорения aBAn направлена параллельно звену АB в центр его вращения - точку А т.е. aBAnBA и определяется:
Касательная (тангенциальная) составляющая ускорения aBAt неизвестна по величине но известно ее направление – aBAt^СА.
Так как точка B6 неподвижна то aB6=0.
Так как ползун не совершает вращательного движения то ускорение Кориолиса равно нулю: aBB6k=0.
Релятивное ускорение неизвестно по величине но известно направление - параллельно движению ползуна. Т.е. aBB6r ХХ.
Определим масштаб ускорения mа для чего задаемся длиной вектора (pа) на плане ускорений. Пусть (pа)=50мм. тогда
где mа-масштаб ускорения мс-2мм.
Строим векторные уравнения (1.11) для этого на плане ускорений выбираем полюс p. Из полюса p на плане скоростей откладываем ускорение точки А параллельно звену АО1. К концу вектора (pа) добавляем ускорение aBAn известное по величине и направленное параллельно CА к точке А. Затем к нормальной составляющей ускорения звена nBА добавляем направление вектора аBАt –tBА перпендикулярно BА. Строим второе векторное равенство. Переносим точку B6 в полюс p и через нее откладываем направление вектора aBB6r параллельно ХХ. Искомая точка B определится пересечением направлением вектора aBB6r и направлением вектора аBАt ускорение которой построится соединением этой точки B с полюсом p. Ускорение точки B относительно точки А построим соединив точки а и b на плане скоростей и направив вектор относительной скорости в точку B. Ускорение центра тяжести аналогично скорости найдем пользуясь свойством подобия.
Ускорение точки S2 исходит из полюса p и направлено в точку s2 на плане ускорений.
aBА =51.644.62=238.6мс-2
aBАt=51.644.62=238.6мс-2
as2= 33.64.62= 155.23мс-2
аB=12.94.62=59.6мс-2
Найдем угловое ускорение звена 2:
где Е2-угловое ускорение звена 2 радс2.
направлено против часовой стрелки.
Аналогично строим план ускорений структурной группы ВDD6 .
aD=aD6+aDD6k+aDD6r (1.17)
аC=40.084.62=185.17мс-2;.
аDC =11.44.62=52.67мс-2
аDCt=4.454.62=20.56мс-2
as4=36.344.62= 167.89мс-2
аD=29.164.62=134.72мс-2
5 Строим диаграмму перемещения рабочего звена функции угла поворота кривошипа.
Имея разметку пути ползуна С и D для двенадцати положений механизма удобно отсчет перемещений проводить от крайнего левого. Проводим две оси координат. На оси абсцисс откладываем отрезок равный 180мм представляющий собой в масштабе один полный оборот кривошипа. Тогда масштаб угла поворота будет равен:
где mj-масштаб угла поворота градмм.
Разбиваем этот отрезок на 12 равных частей и в соответствующих точках откладываем расстояния пройденные ползуном B и D от крайнего левого положения ползуна B и D соответственно в масштабе построения схемы механизма ml . Соединив точки получим две кривые расстояния точек B и D от крайнего левого положения ползуна B и D соответственно.
Кинетостатический расчет механизма (положение 3).
Силовой расчет начинаем с последней присоединенной группы.
Рассмотрим структурную группу АBB6 в положении 3.
Силовой расчет начинаем с определения инерционных нагрузок. Силы инерции каждого звена определяются по формуле.
где Fu-сила инерции Н;
as-ускорение центра масс звена мс2.
Ускорение центров тяжести as снимаем с плана ускорений. Знак «-» означает что силы инерции направлены параллельно ускорению центра масс в сторону противоположную ускорению.
Сила инерции звена 4 определяется:
Fu4 = -165267 =- 8427 H
Так как звено вращается неравномерно то возникает момент сил инерции который определяется:
где Мu4 – момент инерции звена 4 Нм
Is4 – момент инерции звена 4 относительно оси проходящей через центр масс звена и перпендикулярной к плоскости вращения звена кгм 2
IS4 =160.66212=0.58кгм2.
Момент направлен в сторону противоположную ускорению.
Mu4 = 058 3115 = 1809 Нм.
Для проведения силового расчета удобно привести силу инерции и момент сил инерции к одной результирующей силе инерции. На звено CD действует сила инерции Fu4 приложенная в центре масс S4 момент сил инерции Мu4. заменяем момент сил инерции парой сил. Каждая сила пары сил равна силе инерции Fu4. Плечо пары определяется:
Н = 18098427 = 0021 м
Момент пары сил направлен в туже сторону что и момент силы инерции. Одну из сил прикладываем в центре масс так чтобы уравновесилась исходная сила инерции а другую силу прикладываем на расстоянии h от центра масс.
Результирующая сила инерции заменяет собой действие силы инерции и момента инерции направлена так же как и исходная сила инерции приложена на расстоянии h от центра масс. Направление момента результирующей силы относительно центра масс то же что и у момента сил инерции.
Звено 5 (ползун) движется поступательно.
Fu5 = 3213472 = 4311 H
Так как звено движется поступательно то угловое ускорение равно 0:
Чертим на чертеже структурную группу СDD6 в масштабе l = 0003.
(h) = 0.0210.003 = 7 мм.
Загружаем ее действующими силами: силами тяжести инерционной нагрузкой силой полезного сопротивления. Сила полезного сопротивления должна быть приложена в сторону противоположную направления движения точки приложения так как она препятствует движению. Движущую силу направляем по скорости. В точках отсоединения структурной группы возникают реакции. Во вращательных кинематических парах реакции раскладываются на нормальные и тангенциальные составляющие. Так как силы действующие на ползун проходят через центр ползуна то реакции направляющей на ползун проходит через центр ползуна перпендикулярно направляющей.
Запишем для структурной группы CDD6 условие равновесия и составим уравнение равновесия:
Силы тяжести определим по формуле:
гдеm – масса звена кг;
g – ускорение свободного падения; g=9.8 мс 2
Значение касательной составляющей реакции точки С определим из уравнения равновесия звена 4 составленного в форме моментов относительно точки D структурной группы.
Значение hG4 и hFu4 с учетом масштаба l будут равны:
hG4 = 2590.003 = 0077м
hFu4 = 25540.003 = 0.0766м
Из уравнения моментов можно определить
Подставив в полученное выражение численные значения получим:
Определим масштаб сил
гдеF – масштаб сил Нмм
fпс - величина силы Fпс на плане сил мм.
Строим план сил согласно векторному равенству суммы всех сил из которого находим величину и направление .
С учетом масштаба mF:
Для определения реакции во внутренней кинематической паре D рассмотрим равновесие звена CD с учетом реакции появившейся в точке отсоединения звена CD от ползуна D.
F4 = 0 ; P34 + G4 + Fu4 + R54 = 0
Равенство написано верно. Силовой расчет этой группы произведен полностью
Силовой расчет структурной группы АВ6 проводится аналогично.
Fu2=-15155.23=-2328.5Н
IS2 =150.6212=0.45кгм2.
Ми2=-0453977=-17895 Нм.
Н=1789523285=0.077м.
Запишем для структурной группы АВВ6 условие равновесия и составим уравнения равновесия:
R12n+R12t+R42+G2+FИ2+FИ3+G3+Fпс+R63=0 (2.4)
где R12n-нормальная составляющая реакции звена 2 Н;
R12t-нормальная составляющая реакции звена 2 Н;
R42-реакция звеньев 24 ;
G2-сила тяжести звена 2 Н;
FИ2-сила инерции звена 2 Н;
FИ3-сила инерции звена 3 Н;
G3-сила тяжести звена 3 Н;
Fпс-сила полезного сопротивления Н;
R63-реакция опоры на звено 3 Н.
Значение касательной составляющей реакции точки А определим из уравнения равновесия звена 2 составленного в форме моментов относительно точки С структурной группы.
-R12tАС+R42h R42hG2+FИ2hFИ2=0. (2.6)
Значения hG2 и hFИ2 с учетом масштаба ml будут равны:
hFИ2= 98.150003=029м.
Из уравнения (2.6) можно определить R12t.
Так как значение R12t получилось положительным то вероятное направление выбрано верно.
Определим масштаб сил.
где mF-масштаб сил Нмм;
fпс-значение силы полезного сопротивления на плане сил мм.
Пусть fпс =100мм Тогда g2=14725=5.88мм;
fИ2=2328.525=93.14мм;
r42=7196.325=287.9мм.
Строим план сил согласно векторному равенству (2.4) из которого находим величину и направление R12n R12 и R63.
R12=354.925=8872.5Н.
Переходим к силовому расчету звена 1.
В масштабе ml рисуем звено 1 и загружаем его действующими силами.
Направление реакции в звене 2 меняем на противоположное:
Уравновешивающую силу определяем из уравнения:
-Ру AО + Р21hР21 = 0
Данное уравнение представляет собой Уравнение равновесия звена 1. Из этого уравнения выразим Fу получим:
Получим Fу = 3549 Н.
Пусть Fу на бумаге равен 40 мм. Получаем F = 887Hмм.
Построив план сил получим что P1O1 = 9158 мм.
Учитывая масштаб получим P1O1 = 81254 H.
Определим уравновешивающую силу и момент с помощью рычага Жуковского.
Строим план скоростей механизма в масштабе 2mv и поворачиваем его на 90° по часовой стрелке. предварительно из условия подобия найдем скорости точек N4 и N2.
Прикладываем к повернутому плану скоростей в одноименные с механизмом точки действующие силы кроме сил реакции. Составляем уравнение моментов всех сил относительно полюса скоростей.
Му=F1h1+Fи2h2 -G4h5-Fи4h4-Fu5h6 –G5h6 (2.13)
Где F1=Fu3+Fnb=2500+1500=4000 H; F2=Fnd+Fu5 +G3
Му=4000100+2328.512.8-156.85.96-842.75.96-313.65.96=
Найдем уравновешивающую силу FУЖ:
определим ошибку по формуле:
Синтез зубчатой передачи.
1. определяем общее передаточное отношение редуктора и производим разбивку его по степеням.
Общее передаточное отношение определяется по формуле:
где Uоб-общее передаточное отношение;
Uпрост-передаточное отношение простой ступени;
Uпл-передаточное отношение планетарной ступени.
С другой стороны общее передаточное отношение определяется:
где nвх-частота вращения входного звена редуктора обмин;
nвых-частота вращения кривошипа обмин.
Так как простая ступень отсутствует следовательно Uоб=Uпл
передаточное отношение любого планетарного редуктора определяется
Uпл=U1Н=1-U13Н (3.3)
2 Подбор чисел зубьев планетарной передачи редуктора по поученным передаточным отношениям.
U13Н=-Z3Z1 - передаточное отношение от колеса 1 к колесу 3 в обращенном движении ( водило H неподвижно). Из (3.3) получим
Z3 =Z1(U1 H-1) (3.4)
Подставив это значение z3 в выражение (33) будем иметь
Z2=Z1 (U1 H-2) (3.5)
Чтобы осуществить симметричное расположение сателлитов при заданном числе к необходимо выполнить определенное соотношение между числами зубьев z1 и z3 центральных колес 1 и 3.
где с-произвольное цельное число.
Подставив z3(3.4) в уравнение (3.6) получим
Сопоставляя уравнение (3.5) (3.6)(3.7) получим общее уравнение для определения зубьев редуктора:
к-количество сателлитов К=3;
Определяем числа зубьев:
Получим числа зубьев:
Полученные числа должны удовлетворять неравенству:
(20+87)sin3.143-87=5.6
6>2-неравенство выполняется следовательно расчет произведен верно.
3 Геометрический расчет зубчатой пары простой ступени.
Определяем геометрические параметры прямозубого внешнего зацепления в зависимости от числа зубьев z1 и z2 модуля m и коэффициентов смещения x1 и x2 инструментальной рейки. Геометрический расчет параметров зубчатых колес осуществляем по формулам таблицы [2 таблица 3.1 16]
Параметры зуборезной рейки:
f0=1; C0!=0.25; a0=20°; m=12мм.
по таблицам [2 приложение А27] находим для данной пары коэффициенты смещения и коэффициент обратного смещения:
Сумма коэффициентов смещения:
xс=x1+x2=122+1048=2268
Коэффициент отклонения межцентрового расстояния:
а=xс-y=2268-025=2018
Определяем инволюту угла зацепления и угол зацепления:
по таблице инволют [2 таблица А5 27] определяем угол зацепления:
Радиусы делительных окружностей:
Радиусы основных окружностей:
rО1=rd1cosa0=60cos20°=56.4мм
rО2=rd2cosa0=261cos20°=245.3мм
Радиусы начальных окружностей:
Межцентровое расстояние:
Радиусы окружностей впадин:
ri1=rd1-m(f0+C0!-x1)=60-6(1+0.25-1.22)=59.82мм
ri2=rd2-m(f0+C0!-x2)=261-6(1+0.25-1.048)=259.8мм
Глубина захода зубьев:
hз=(2f0-y)m=(21-0.25)6=10.5мм
h=hз+С0m=10.5+0.256=12мм
Радиусы окружностей выступов:
re1=ri1+h=59.82+12=71.82мм
re2=ri2+h=259.8+12=271.8мм
делительный: t=mp=3.146=18.8мм
основной: tв=tcosa0=18.8cos20°=17.7мм
Толщина зуба по делительной окружности:
Толщина зуба по основной окружности:
Толщина зубьев по окружности выступов:
Толщина зуба по начальной окружности:
4 Профилирование пары зубчатых колес.
Зубчатая пара z1z2 представляет собой внешнее неравносмещенное эвольвентное зацепление. Выбираем масштаб построения 2:1. профили зубьев вычерчиваем в последовательности:
строим линию центров и все окружности. Точка касания начальных окружностей r1 и r5 есть полюс зацепления Р. общая касательная к основным окружностям (nn) проходящая через полюс есть линия зацепления.
профиль зуба строим по точкам используя рассчитанные толщины зубьев Sd S Se Sн . Сопряжение профиля зуба с окружностью впадин ri выполняют радиусом
Активный участок линии зацепления АВ определится пересечением линии зацепления с окружностями вершин rе. Зацепление зубчатых колес начнется в точке А контактом точек а2 на ножке колеса z2 и а1 на вершине зуба шестерни z1. закончится зацепление в точке В контактом точек в2 на вершине колеса z2 и в1 на ножке зуба шестерни z1. дуги эвольвент в1а1 и а2в2 есть активные участки профилей зубьев.
5Построение эпюры коэффициентов скольжения.
Эпюру относительных скольжений профилей зубьев строим в пределах активного участка линии зацепления АВ в системе координат lХ где ОХ параллельно АВ Оl перпендикулярно АВ.
Величины относительных скольжений профилей зубьев определяем по формулам:
где е=N1N2=141 мм - длина теоретической линии зацепления.
Тогда формула (3.11) примет вид:
Для построения диаграммы подставим в формулу (3.11 !) значение Х:
В полюсе зацепления l1=l2=0.
Коэффициент перекрытия определим по формуле:
Для проверки точности найдем его по формуле:
6 Построение картины линейных и угловых скоростей.
Строим в масштабе М 1:1 кинематическую схему механизма откладывая межцентровые расстояния и диаметры начальных окружностей.
Определим диаметры делительных окружностей:
На вертикаль nn сносим центры вращения колес О и полюсы Р.
Из полюса зацепления Р12 откладываем вектор линейной скорости V12. Соединив точки О1 и V12 получим картину линейных скоростей колеса 1.
Так как в полюсе Р23 скорость равна 0 (колесо 3 неподвижно) линия Р23V12 есть картина линейных скоростей сателлита 2!.
Линия О1Vн - картина линейных скоростей водила.
АС Кореняко Л.И. Кременштейн СД Петровский ГМ Овсиенко ВЕ Баханов. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - М.:Машгиз 1960. - 260 с.
Руденко ЛН. Синтез зубчатой передачи. - Тирасполь 2003. - 28с.
КВ Фролов. Теория механизмов и механика машин. - М.: Высшая школа 1998. - 493 с.

АННОТАЦИЯ.doc

«Рычажный механизм механизм передач кулачковый механизм». Курсовая работа по предмету «Теория механизмов и машин». Кафедра Эи Р МТП руководитель - Попескул А.Н. ПГУ им ТГ Шевченко: 2011 - 25 с 1 ил 1 табл. 4 прил.
Проведен синтез и кинематическое исследование рычажного механизма кинетостатический расчет механизма синтез зубчатой передачи.
Цель работы: закрепление теоретических знаний и освоение навыков в применении основных положений теории механизмов и машин и общих методов кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов к исследованию и проектированию кинематических схем различных типов механизмов и машин.