Курсовой ТММ. Проектирование и исследование механизмов грохота

Титульный 5-8.doc

Приднестровский государственный университет
Аграрно-технологический факультет.
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА.
«Теория механизмов и машин»
Тема: Проектирование и исследование
студент гр. 32 зоКотик С.Н.
преподавательПопескул А.Н.

Лист 2 Зад. 5 Вар.8.cdw

Внешнее неравносмещенное эвольвентное зацепление
Эпюра коэффициентов скольжения
План угловых скоростей
Кинематическая схема зубчатого механизма
План линейных скоростей
КР.ТММ.2013.32.593.02

Содержание ТММ зад 5 вар 8 с рамкой ГОСТ.doc

Задание к курсовой работе 3
Синтез и кинематическое исследование рычажного механизма ..4
1. Структурный анализ и определение класса механизма 4
2. Построение кинематической схемы механизма. .. 4
3. Построение плана скоростей механизма (положение №3) . ..5
4. Построение плана ускорений механизма (положение №3) .. ..7
5. Построение диаграммы перемещения ползуна 5 .. .. .11
Кинетостатический расчет механизма .13
1. Определение масс звеньев .13
2. Силовой расчет структурной группы BDD6 . .. 13
3. Силовой расчет структурной группы ABС . . ..15
4. Силовой расчет начального звена ОА . 18
Синтез зубчатой передачи . 19
1. Определение общего передаточного отношения редуктора
и разбивка его по ступеням . 19
2. Подбор чисел зубьев планетарной передачи редуктора . . ..20
3. Построение кинематической схемы зубчатого механизма картины
изменения линейных и угловых скоростей .. . .22
4 Геометрический расчет зубчатой пары простой ступени .22
5. Построение эпюры коэффициентов скольжения .. 26
Литература .. . . .28
КР.ТММ.2013.32.593.00ПЗ
Пояснительная записка
«Теория механизмов и машин»
Утверждаю: зав. кафедрой МПСХП ЭиАСХ
для выполнения курсовой работы по дисциплине «Теория механизмов и машин»
Тема №5 ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ГРОХОТА.
Исследуемое положение механизма

Записка Задание 5 вариант 8 с рамкой ГОСТ.doc

1. СИНТЕЗ И КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1. Структурный анализ и определение класса механизма
По формуле П.Л. Чебышева определяем число степеней свободы механизма [1 ]:
W = 3 n – 2 P5 = 3 5 – 2 7 = 1 (1.1)
где n = 5 - число подвижных звеньев;
Р5 = 7 - количество вращательных и поступательных пар пятого класса имеющихся в механизме.
Разбиваем механизм на группы Ассура. Начиная с выходных звеньев последовательно отделяем группы Ассура второго класса (рис 1).
Рис. 1 Разложение механизма на группы Ассура
Структурная формула механизма имеет вид:
2. Построение кинематической схемы механизма.
Для этого определяем масштаб длин:
Где LOA - действительная длина звена ОА;
ОА - длина отрезка изображающего звено ОА на чертеже механизма мм.
Задаемся длиной отрезка ОА = 60 мм:
Определяем длины остальных отрезков:
По полученным размерам строим кинематическую схему механизма и производим разметку траекторий точек для 6 положений входного звена ОА через 60 0 оборота кривошипа учитывая направление вращения.
3. Построение плана скоростей механизма (положение №3)
3.1. Определяем скорость т. А.
Угловая скорость звена 1 будет равна:
где n1 - частота вращения кривошипа обмин.
Скорость точки А определяем по формуле:
VА = w1 LОА = 2721 026 = 708 мс.(1.10)
На плане скорость VА будет изображать отрезок ра.
Задаемся длиной отрезка pa = 100 мм и определяем масштаб плана скоростей mv:
3.2. Для определения скорости точки В составим векторное уравнение:
Построим план скоростей и получим:
3.3. Так как точка С принадлежит стойке то она неподвижна: VC = 0.
3.4. Для определения скорости точки D составим векторное уравнение:
3.6. Определим скорости центров масс звеньев
Зададимся условием что центры масс звеньев S1 S2 S3 S4 располагаются посередине соответствующих звеньев 1 2 3 4.
а) Скорость центра масс S1 звена 1 определим по формуле:
Вектору скорости VS1 на плане скоростей будет соответствовать отрезок ps1
б) Для построения скорости центра масс S2 звена 2 воспользуемся теоремой подобия в соответствии с которой точка s2 должна лежать на середине отрезка аb плана скоростей.
В результате построения получим:
в) Для построения скорости центра масс S3 звена 3 воспользуемся теоремой подобия в соответствии с которой точка s3 должна лежать на середине отрезка bс плана скоростей.
г) Для построения скорости центра масс S4 звена 4 воспользуемся теоремой подобия в соответствии с которой точка s4 должна лежать на середине отрезка bd плана скоростей.
3.5. Определим угловые скорости звеньев.
а) Определяем угловую скорость шатуна АВ:
б) Определяем угловую скорость коромысла CВ:
в) Определяем угловую скорость шатуна BD:
4. Построение плана ускорений механизма (положение №3)
4.1. Определение ускорения т. А.
Ускорение определим по формуле:
где - нормальная составляющая ускорения точки А.
Ускорение на плане ускорений будет изображать отрезок а ОА
Задаемся длиной отрезка а = 100 мм.
Определим масштаб плана ускорений:
4.2. Определение ускорения точки В:
а) Для определения ускорения точки В составим векторное уравнение:
где - вектор действительного ускорения точки В;
- вектор относительного ускорения точки В.
б) Вектор относительного ускорения раскладываем на нормальную и касательную составляющие:
Нормальное относительное ускорение равно:
Найдём длину отрезка изображающего вектор ускорения на плане ускорений:
в) Вектор ускорения также раскладываем на нормальную и касательную составляющие:
Нормальное ускорение равно:
Найдём длину отрезка m изображающего вектор ускорения на плане:
Построим план ускорений и получим:
4.3. Так как точка С неподвижна то ее ускорение будет равно нулю: aC = 0.
4.4. Определение ускорения точки D.
а) Для определения ускорения точки D составим векторное уравнение:
Нормальное относительное ускорение равно:
Найдём длину отрезка bk изображающего вектор ускорения на плане:
4.6. Определение ускорений центров масс звеньев
При определении скоростей центров масс звеньев мы задались что центры масс S1 S2 S3 S4 лежат ровно посередине соответствующих звеньев 1 2 3 4.
а) Для определения ускорения воспользуемся формулой:
Вектору на плане ускорений будет соответствовать отрезок s1:
б) Для определения ускорения воспользуемся теоремой подобия согласно которой
точка s2 будет лежать посередине отрезка ab на плане ускорений.
в) Для определения ускорения воспользуемся теоремой подобия согласно которой
точка s3 будет лежать посередине отрезка bс на плане ускорений.
г) Для определения ускорения воспользуемся теоремой подобия согласно которой
точка s3 будет лежать посередине отрезка bd на плане ускорений.
4.7. Определяем угловые ускорения звеньев
а) Определение углового ускорения шатуна АВ:
Угловое ускорение 2 направлено против часовой стрелки.
б) Определение углового ускорения коромысла CВ:
Угловое ускорение 3 направлено против часовой стрелки.
в) Определение углового ускорения шатуна 4(BD):
Угловое ускорение 4 направлено против часовой стрелки.
5 Построение диаграммы перемещения ползуна 5.
5.1. В результате построения кинематической схемы механизма мы получили две крайних точки положения ползуна D2 и D5.
Для построения диаграммы перемещения ползуна отсчет будем вести от точки D5.
Угол поворота кривошипа φ 0
От точки D5 измеряем на чертеже отрезки:
5.2. Определим действительные значения перемещения ползуна 5:
где L = 00043 ммм – масштаб длин кинематической схемы на чертеже.
5.3. Задаемся длиной максимального перемещения ползуна на диаграмме ДМАХ = 90 мм.
Определим масштаб перемещений Н ползуна на диаграмме Н:
Определяем отрезки которые будут отображать перемещение ползуна на диаграмме:
5.7. Строим оси координат Н—φ. На оси абсцисс откладываем отрезок 0-0 равный 150 мм изображающий угол полного оборота кривошипа на 360 0 в масштабе φ.
Делим отрезок 150 мм на шесть равных частей и в точках соответствующих углам оборота кривошипа откладываем рассчитанные отрезки Дi. В результате построения получим кривую перемещения ползуна..
КИНЕТОСТАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА
Кинетостатическим расчетом называют силовой расчет механизма при котором учитывают не только активные силы но и силы инерции.
1. Определение массы звеньев механизма:
Предварительно задаемся значением q = 15 кгм
m1 = q LОА = 15 026 = 39 кг(2.1)
m2 = q LАB = 15 026 = 39 кг(2.2)
m3 = q LCB = 15 026 = 39 кг(2.3)
m4 = q LBD = 15 095 = 1425 кг(2.4)
m5 = 2 m4 = 2 1425 = 285 кг(2.5)
2. Силовой расчет структурной группы BDD6
2.1. В положении №3 чертим структурную группу BDD6.
Учитывая направление в схематическом порядке показываем силы тяжести G4 и G5 силы инерции FИ4 и FИ5 силу полезного сопротивления FПС.
В точке D6 показываем реакцию R65 опорной поверхности 6 на ползун 5.
В точке B показываем касательную R34t и нормальную R34n составляющие реакции R34 звена 3 на звено 4.
Так как возникает угловое ускорение 4. то на звено BD действует момент пары сил инерции МИ4.
Составляем уравнение равновесия структурной группы BDD6:
R34n + R34t + G4 + FИ4 + FИ5 + G5 + FПС + R65 = 0 (2.6)
2.2. Определяем силы инерции звеньев 4 и 5.
где m - масса соответствующего звена кг;
aS - ускорение центра масс звена мс 2.
2.3. Определяем момент пары сил инерции звена 4:
JS4 - момент инерции звена 4 кгм 2.
2.4. Определим силы тяжести звеньев 4 и 5:
где g = 98 мс 2- ускорение свободного падения.
2.5. Значение касательной составляющей реакции R34t определим из уравнения равновесия моментов всех сил звена 4 относительно точки D.
-R34tLBD + G4hG4 + FИ4hИ4 - МИ4 = 0(2.15)
где hG4 и hFИ4 - плечи сил G4и FИ4 относительно т.D:
hG4 = 10712 00043= 0464 м(2.16)
hИ4 = 3431 00043 = 0149 м.(2.17)
2.6. Определим масштаб плана сил.
где fПС = 100 мм – значение вектора силы FПС на плане сил мм.
2.7. Определяем длины векторов сил группы BDD6:
2.8. В соответствии с векторным уравнением силового равновесия группы BDD6 строим план сил.
В результате построения найдем:
R34 = r34 mF = 456 126 = 11866 Н(2.25)
R34n = r34n mF = 185 26 = 4802 Н(2.26)
R65 = r65 mF = 122 26 = 3175 Н(2.27)
3. Силовой расчет структурной группы ABС.
3.1. В положении №3 чертим структурную группу ABС. Учитывая направление в схематическом порядке показываем силы тяжести G2 и G3 и силами инерции FИ2 и FИ3.
В точке B показываем реакцию R43 звена 4 на звено 3. Реакция R43 равна но противоположно направлена реакции R34:
R43 = -R34 = - 11866 Н
В точке С показываем касательную R63t и нормальную R63n составляющие реакции R63 стойки 6 на звено 3.
В точке А показываем касательную R12t и нормальную R12n составляющие реакции R12 звена 1 на звено 2.
Составляем векторное уравнение силового равновесия группы АВС:
R12n + R12t + G2 + FИ2 + G3+ FИ3 + R63t + R63n + R43 = 0 (2.28)
3.2. Определяем силы тяжести звеньев 2 и 3.
3.3. Определяем силы инерции звеньев 2 и 3.
3.3. Определяем моменты инерции звеньев 2 и 3.
3.4. Определяем моменты пар сил инерции звеньев 2 и 3.
3.5. Для определения реакции R12t составляем уравнение моментов всех сил относительно т. В для звена 2:
R12tLАB - G2hG2 - FИ2hИ2 - МИ2 = 0. (2.37)
где hG2 и hИ2 – плечи сил G2и FИ2 относительно точки В.
hG2 = 2997 00043 = 013 м(2.38)
hИ2 = 287 00043 = 0124 м.(2.39)
3.6. Для определения реакции R63t составляем уравнение моментов всех сил относительно т.В для звена 3:
R63tLВC - G3hG3 - FИ3hИ3 - МИЗ = 0.(2.41)
Где hG3 и hИ3 – плечи сил G3и FИ3 относительно точки В:
hG3 = 189 00043 = 0082 м(2.43)
hИ3= 265 00043 = 0115 м(2.44)
3.7. Определяем длины векторов всех сил группы АВС:
3.8. В соответствии с векторным уравнением силового равновесия группы АВС строим план сил.
R63 = r63 mF2 = 498 26 = 12951 Н(2.51)
R63n = r63n mF2 = 492 26 = 12802 Н(2.52)
R12 = r12 mF2 = 623 26 = 16203 Н(2.53)
R12n = r12n mF2 = 622 26 = 16177 Н(2.54)
4. Силовой расчет начального звена ОА.
4.1. В положении №3 чертим группу ОА.
Соблюдая направление в соответствующих точках показываем силу тяжести G1: и силу инерции FИ1
В точке А показываем реакцию R21 звена 2 на звено 1. Реакция R21 равна но противоположно направлена найденной реакции R12:
R21 = -R12 = - 16203 Н
В точке О показываем реакцию R61 стойки 6 на звено 1.
В точке А показываем уравновешивающую силу FУ перпендикулярно кривошипу ОА.
Составляем уравнение силового равновесия группы ОА:
R21 + FУ + R61 + FИ1 + G1 = 0(2.55)
4.2. Определяем силу инерции звена FИ1:
4.3. Определяем силу тяжести G1:
G1 = m1 g = 39 98 = 3822 Н(2.57)
4.3. Для определения уравновешивающей силы FУ составим уравнение моментов всех сил относительно точки О для звена ОА:
- FУ LОА + R21h21 - G1hG1 Н(2.58)
где h21 - плечо силы R21 относительно точки О м.
hG1 - плечо силы тяжести G1 относительно точки О м
h21 = 2413 00043 = 0105 м(2.59)
hG1 = 272 00043 = 0118 м(2.60)
4.4. Определяем длины векторов всех сил группы ОА:
4.5. В соответствии с уравнение силового равновесия строим план сил группы ОА.
R61 = r61 mF = 659 26 = 17137 Н(2.65)
СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
1. Определение общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням.
1.1. Общее передаточное отношение зубчатого механизма:
где nДВ - частота вращения вала приводного двигателя обмин;
n1 -частота вращения кривошипа рычажного механизма обмин.
1.2. Передаточное отношение простой ступени:
где U45 -передаточное отношение зубчатых колес 4 и 5;
z4 и z5-число зубьев колеса 4 и 5 соответственно.
1.3. Определяем передаточное отношение планетарного редуктора:
1.4. Определяем передаточное отношение планетарного механизма от зубчатого колеса 1 к колесу 3 в обращенном движении:
U13 (Н) = 1 - U1Н (3.4)
U13(Н)=1 – 622 = - 522
2 Подбор чисел зубьев планетарной передачи редуктора.
Общее уравнение для подбора чисел зубьев планетарного редуктора:
где С - произвольное целое число;
К - количество сателлитов;
2.1. Принимаем число зубьев шестерни 1:
Находим числа зубьев остальных шестерен редуктора:
2.2. Проверяем принятые числа зубьев по условию соосности:
Z1 + Z2 = Z3 – Z2(3.8)
Z1 + Z2 = 22 + 46 = 68
Z3 – Z2 = 114 – 46 = 68Условие выполняется.
2.3. Определяем величину b:
2.4. Из условия соседства определяем максимальное число сателлитов:
Действительное число сателлитов должно удовлетворять условию К КМАХ.
Принимаем целое число К = 4 и проверяем условие сборки:
Так как мы получили целое число С то в данном случае условие сборки выполняется.
2.5. Определяем уточненное передаточное отношение U13(Н):
Определим погрешность передаточного отношения U13(Н)
3. Построение кинематической схемы зубчатого механизма картины изменения линейных и угловых скоростей.
а) Выбираем масштаб построения М1:3 и определяем радиусы делительных окружностей зубчатых колес:
б) Определим делительное межцентровое расстояние колес 1 и 2:
Высота водила АН = А12 = 340 мм
Определим делительное межцентровое расстояние колес 4 и 5:
в) Строим картины изменения линейных и угловых скоростей.
4 Геометрический расчет зубчатой пары простой ступени.
Определяем геометрические параметры прямозубого внешнего зацепления в зависимости от числа зубьев z4 и z5 модуля m и коэффициентов смещения x4 и x5 инструментальной рейки.
z4 = 12; z5 = 23; m = 10.
Стандартные параметры зуборезной рейки:
f0' =1 C0! = 025; a0 = 20°; mP = 10 мм.
4.1. По таблице 3 (стр. 64 [1]) находим для данной пары коэффициент обратного смещения y:
4.2. Согласно условию 2≥ U45≥1 (стр. 65 [1]) находим коэффициенты смещения x4 и x5 для данной пары по таблице 4 (стр. 66-67 [1]):
4.3. Определяем остальные параметры зубчатых колес 4 и 5.
а) Сумма коэффициентов смещения:
xС = x4 + x5 = 0693 + 0334 =1027(3.17)
б) Сумма чисел зубьев:
zC = z4 + z5 = 12 + 23 = 35(3.18)
в) Коэффициент отклонения межцентрового расстояния:
а = xс - y = 1027 - 0145 = 0882(3.19)
г) Определяем инволюту угла зацепления и угол зацепления:
По таблице инволют [стр. 74 таблица 4.2 [3]] определяем угол зацепления:
4.4. Определяем геометрические размеры зубчатых колес:
а) Радиусы делительных окружностей:
б) Радиусы основных окружностей:
rO4 = rД4 cosa0 = 60 cos20° = 564 мм(3.23)
rО5 = rД5 cosa0 = 115 cos20° = 1081 мм(3.24)
в) Радиусы начальных окружностей:
г) Межцентровое расстояние:
и) Радиусы окружностей впадин:
Ri4 = rД4 - m(f0' + C0! - x4 ) = 60 – 10 (1 + 025 - 0693) = 5443 мм(3.28)
Ri5 = rД5 - m(f0' + C0! - x5) = 115 – 10 (1 + 025 - 0334) = 10584 мм(3.29)
д) Глубина захода зубьев:
hЗ = (2f0' - y)m = (21 - 0145) 10 = 1855 мм(3.30)
h = hЗ + C0! m = 1855 + 025 10 = 2105 мм(3.31)
е) Радиусы окружностей выступов:
Re4 = Ri4 + h = 5443 + 2105 = 7548 мм(3.32)
Re5 = Ri5 + h = 10584 + 2105 = 12689 мм(3.33)
по делительной окружности: t = m p = 10 314 = 314 мм(3.34)
по основной окружности: tо = tcosa0 = 314 cos20° = 2952 мм(3.35)
з) Толщина зуба по делительной окружности:
и) Толщина зуба по основной окружности:
к) Толщина зубьев по окружности выступов:
л) Толщина зуба по начальной окружности:
5. Построение эпюры коэффициентов скольжения.
5.1. В пределах активного участка линии зацепления АВ в системе координат l-Х строим эпюру относительных скольжений профилей зубьев:
а) Величины относительных скольжений профилей зубьев определяем по формулам:
где е = N4N5 = 16427 мм - длина теоретической линии зацепления измеренная на чертеже.
U45 – величина обратного передаточного отношения.
б) Подставим значение Х:
при Х = е = 16427 мм
В полюсе зацепления l4 = l5 = 0.
в) Определим коэффициент перекрытия:
где АВ = 6913 мм – длина активной линии зацепления измеренная на чертеже;
t = 628 мм – шаг зацепления измеренный на чертеже.
Для проверки точности найдем коэффициент перекрытия по формуле:
А.С. Кореняко Л.И. Кременштейн. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» - М.: Машгиз 1960. - 260 с.
Л.Н. Руденко «Теория механизмов и машин. Методические указания по проектированию рычажных механизмов» - Тирасполь 2001. – 9 с.
Ю.И. Евдокимов Курсовое проектирование по теории механизмов и машин в примерах: Учебное пособие Новосибирск 2010 г.

Лист 1 Зад. 5 Вар.8.cdw

План ускорений (положение №3)
План скоростей (положение №3)
Диаграмма перемещения ползуна
Кинематическая схема механизма
План сил группы АВС
исследование и силовой расчет
рычажного механизма.
КР.ТММ.2013.32.593.01