• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Механизм вытяжного пресса

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 845 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Механизм вытяжного пресса

Состав проекта

icon
icon
icon 1 Структурный анализ механизмов.doc
icon 2,3 Динамический синтез рычажного механизма.doc
icon 8.Литература к КП.doc
icon Рамка15мм.doc
icon
icon синтез рычажного механизма.bak
icon кулачковый механизм.cdw
icon кулачковый механизм.bak
icon синтез рычажного механизма.cdw
icon планетарный редуктор.cdw
icon планетарный редуктор.bak
icon силивой расчёт рычажного механизма.bak
icon силивой расчёт рычажного механизма.cdw
icon Содержание.doc
icon 4 Проектирование планетарного редуктора .doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon 1 Структурный анализ механизмов.doc

1Структурный анализ механизмов
1 Структурный анализ рычажного механизма
Рисунок 1.1 Cхема рычажного механизма
Механизм состоит из пяти подвижных звеньев (n = 5) среди них:
В механизме можно выделить следующие кинематические пары:
О (0 - 1) – вращательная пара пятого класса;
А (1 - 2) – вращательная пара пятого класса;
В (2 - 3) – вращательная пара пятого класса;
С (3 - 0) – вращательная пара пятого класса;
С2 (3 - 4) – вращательная пара пятого класса;
D (4 - 5) – вращательная пара пятого класса;
D2 (5 - 0) – поступательная пара пятого класса.
Определим число степеней свободы механизма по формуле (1.1)
W – число степеней свободы механизма;
n – число подвижных звеньев механизма (n = 5);
P5 - число низших пар пятого класса (P5 = 7);
P4 – число высших пар четвёртого класса (P4 = 0).
Разобьём механизм на структурные группы Асура:
D`(5 - 0) – внешняя пара
B (4 - 2) – внешняя пара
D (4 - 5) – внутренняя пара
Рисунок 1.2 Группа Асура 4-5
Число степеней свободы определим по формуле (1.1)
Данная группа II класса 3 вид
C (3 - 2) – внутренняя пара
С`(3 - 0) – внешняя пара
А (2 - 1) – внешняя пара
Рисунок 1.3 Асура 2-3
Данная группа II класса 2 вида
О(0 - 1) – внутренняя пара
Рисунок 1.4 Начальный механизм
Число степеней свободы начального механизма
Запишем структурную формулу механизма
Исходя из этого определяем что механизм II класса 3 вид.

icon 2,3 Динамический синтез рычажного механизма.doc

2 ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Планы положений механизма
Изобразим заданный рычажный механизм на чертеже. Для построения необходимо рассчитать коэффициент построения схемы механизма.
Масштабный коэффициент длины:
OA – длина звена OA на плане положений (принимаем OA = 60мм).
Зная масштабный коэффициент построения схемы механизма и реальные длины звеньев механизма можем по формуле (2.0) рассчитать длины всех звеньев на схеме механизма.
Значения длин всех звеньев механизма в реальности и на схеме занесём в таблицу 2.0
Таблица 2.1 – Длины звеньев механизма.
Длина звеньев на схеме(мм)
2 Определение скоростей
Для всех расчётных положений механизма построим планы скоростей повернутые на 90º.
Скорость точки А можем определить аналитически по формуле (2.1)
Рассмотрим начальный механизм.
где VA – скорость точки А мс;
- угловая скорость звена ОА с-1
ОА – длина звена ОА м
Угловую скорость звена ОА определяем по формуле (2.2)
где n – частота вращения звена ОА мин-1 (задана по условию)
Скорость точки А считаем постоянной для всех положений механизма .
Порядок построения планов скоростей рассмотрим на примере первого положения механизма. Для начала построения плана скоростей вводим масштабный коэффициент скорости. Он определяется по формуле (2.3)
где - принятый вектор скорости на чертеже
v - масштабный коэффициент скорости;
а – принятый вектор скорости ( принимаем а = 100 мм)
Тогда масштабны коэффициент равен:
Определим скорости для положения 5
Скорость точки VA1 – принадлежит первому звену. Определим скорость точки В :
В = A + AВ л.д. AВ AВ
с = x-x + Вx-x л.д. Вx-x X-X
где AВ – скорость точки В во вращательном движении вокруг точки А
x-x – скорость направляющей x-x.
Скорость x-x = 0 – направляющая неподвижна.
На пересечении линий действия AВ и линии действия Вx-x находим на плане скоростей точку В1.
Скорость точки D из подобия для положения 5:
где bc и dс – длины соответствующих звеньев на плане ускорений мм
BC и DC – реальное значение длин звеньев м
где b – принятый вектор скорости В
аналогично скорость центра масс S2 также определяется из подобия:
где S2 – вектор скорости на плане скоростей.
Скорость точки F определяется из соотношений
F = D + DF л.д. DF DB
F = F + Fy-y л.д. Fy-y y-y
тачка F принадлежит звену 5
D – скорость точки D
DF - скорость точки F во вращательном движении вокруг D
На пересечении л.д. DF и л.д. Fy-y находим на плане скоростей точку F.
Скорость центра масс S3 определим так же из подобия
Для других положений механизма планы скоростей строятся аналогично.
Используя построенные планы скоростей можно определить скорости точек и звеньев. Для расчета используем формулу(2.8)
где - вектор скорости точки или звена снятый с плана скоростей мм.
v – масштабный коэффициент скорости.
- скорость точки или звена мс.
Проведем расчеты для первого положения механизма
мс т.к. точки C5 и S5 находятся в неподвижном положении;
Угловые скорости звеньев определим по формуле (2.9 )
где - угловая скорость звена с -1
Проведем расчет угловых скоростей звеньев для 1-го положения механизма.
с-1 – рассчитана ранние и постоянна для всех положений механизма.
Для остальных положений механизма составим таблицу:
Таблица 2.2 – скорости точек и звеньев механизма.
3 Определим приведенный момент сопротивления.
На повернутых планах скоростей прикладываем силы тяжести (Gi) и приведенную силу сопротивления (Pпр).
Рассчитаем силы тяжести звеньев
где G – сила тяжести звеньев Н
m – масса соответствующего звена кг
g – ускорение свободного падения мс2
Приведенная сила сопротивления (Рпр) неизвестна по величине и направлению. Она прикладывается к концу первого звена А перпендикулярно звену. Направление задаем самостоятельно.
Для каждого расчётного положения механизма записываем уравнение моментов относительно полюса () и из него определяем Рпр.
Приведенный момент сопротивления можно рассчитать по формуле (2.10)
где - приведенный момент силы сопротивления
- длина кривошипа (звена приведения) м
Значения приведенных сил и соответствующих моментов сил сопротивления сведем в таблицу (2.3)
По полученным данным строим график зависимости от угла поворота кривошипа. Для построения графика определим масштабный коэффициент.
где - масштабный коэффициент по оси моментов ;
- значение максимального момента сопротивления Н м
- значение вектора на графике мм:
Таблица 2.3 – Значения приведенных сил сопротивления и приведенных моментов сил сопротивления.
Рассчитаем масштабный коэффициент по оси графика
где - масштабный коэффициент по оси ;
- значение одного оборота кривошипа по оси мм
4 Определение работ сил сопротивления Ас и движущих сил Адв и изменения кинетической энергии.
Путём графического интегрирования построенного графика приведенного момента сил сопротивления (φ) строится график работ сил сопротивления Ас .
Масштабный коэффициент определяется по формуле (2.13)
где А - масштабный коэффициент по оси А графика
(Н- 1) – отрезок отсекаемый на оси абсцисс (φ) при графическом интегрировании мм
График движущих сил Адв (φ) получится в виде линии соединяющей начало и конец графика Ас (φ).
Графически дифференцируя график Адв (φ) находим М дв = const в системе координат М - (φ).
где - движущий момент Н м;
- вектор движущего момента мм
Вычитая ординаты графика работ сил сопротивления из ординат графика работ движущих сил строим график изменения кинетической энергии.
где AДВ - работа движущих сил ;
AC - работа сил сопротивления.
- изменение кинетической энергии Дж;
Масштабный коэффициент этого графика:
Используя графики А-φ и ΔТ – φ и масштабные коэффициенты Т и а находим значение Ас Адв и для каждого положения механизма. Эти значения занесем в таблицу (2.4)
В числителе будем указывать значения в Дж а в знаменателе Джмм
- значение А снятое графика мм
Таблица 2.4 – Значения работ приведенных сил сопротивления и приведенных моментов сил сопротивления.
где - значение снятое с графика мм
5 Определение приведенного момента инерции механизма.
Величину приведенного момента инерции механизма рассчитываем по следующей формуле:
где - масса i-го звена рычажного механизма кг
- линейная скорость центра масс i-го звена
- угловая скорость i-го звена
- приведённый момент инерции i-го звена по отношению к центру масс .
где I – длина звена м
Для пятого положения приведём расчёт а для остальных положений сведём значение в таблицу
Таблица 2.5 – Значения приведенных моментов инерции механизма
По данным таблицы построим график (φ).
Для построения определим масштабный коэффициент
где - масштабный коэффициент по оси
- максимальное значение кгм2
- значение на графике мм
Таблица 2.6 – Значения приведенных моментов инерции механизма на графике
6 Определение приведенного момента инерции маховика.
По методу Виттенбауэра на основании графиков (φ) и Iпр(φ) путём графического исключения координаты φ строим диаграмму “энергия - масса” ((Iпр)).
К полученной кривой под углами и проводим касательные. Углы и определяются из выражений (2.21).
где - коэффициент неравномерности вращения кривошипа(=16);
- масштабный коэффициент по оси Т.
Остальные величины входящие в формулу (2.21) описаны выше.
Проводим касательные под углами и и определяем отрезок ab отсекаемый этими линиями на оси диаграммы .
Приведенный момент маховика определяется по формуле (2.22)
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Нахождение ускорений.
Угловое ускорение звена ОА равно 0 т.к. 1= const
Построим план скоростей для положения 3 рычажного механизма.
Определим ускорение точки А;
где - ускорение точки А
- нормальное ускорение точки А относительно точки О
- тангенциальное (касательное) ускорение точки А
Ускорение найдём по формуле:
Из произвольно выбранного полюса откладываем вектор длинной 100мм. Найдём масштабный коэффициент плана скоростей.
где а – масштабный коэффициент плана ускорений
- вектор ускорений принятый чертеже мм
Линия действия ускорения перпендикулярно звену АО.
Ускорение точки В определим из соотношения :
где - нормальное ускорение т. В вокруг т.А мс2
- нормальное ускорение т. В вокруг т. С
Направление ускорения и неизвестно известна лишь линия их действия
На пересечении линий действия и находим точку “В”.
Ускорение точки D определим из подобия:
где - вектор ускорение т. Д мм
- вектор ускорение т. В снятое с чертежа мм
ВС - длина звена ВС м
DC - длина звена DС м
Значит ускорение звена равно
Соединим Р с полученной точкой D и получим вектор ускорения точки D.
Аналогично определим ускорение центра масс АB :
- вектор ускорения центра масс второго звена мм.
Определим ускорение точки F (принадлежащие пятому звену) из соотношения:
; ( = 0 т.к. опора неподвижна)
- вектор кориолисовое ускорение мс2 т.к. направляющая неподвижна.
Ускорение центра масс 3-го звена и:
- вектор ускорения центра масс четвертого звена мм.
- вектор ускорения звена CB мм
Используя построенный план ускорений определим величины ускорений точек и звеньев. Для этого воспользуемся формулой (3.7)
где - величина вектора а на плане мм
Определим угловые ускорения звеньев механизма по формуле (3.8)
где - угловое ускорение с-2;
2 Определение сил и моментов инерции звеньев
Силы инерции определяются по формуле (3.9)
где - сила инерции i-го звена Н
- ускорение центра масс i-го звена
Моменты инерции звена определяются по формуле (3.10)
где - момент инерции i-го звена
- момент инерции i-го звена относительно центра масс
3 Определение методом планов реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы.
Рассмотрим звено (5)
где - сумма моментов пятого звена относительно точки D
где - составляющая реакции между звеньями 5 и 0 Н
- плечи соответствующих сил снятые со схемы механизма в мм.
Построим план сил для группы 4-5
Определим масштабный коэффициент построения плана сил группы :
где - масштабный коэффициент плана сил Нмм
- сила инерции 5-го звена Н
- длина отрезка на плане мм.
По плану сил определяем:
Используя формулу аналогично (3.13) аналогично определяем величины отрезков на плане для всех известных величин.
Таблица 3.1 – Силы и длины векторов сил звена 4
Построим план сил для 5-го звена
где - сумма моментов третьего звена относительно точки В
Рассмотрим второе звено
где где - сумма моментов второго звена относительно точки В
Для группы 3-2 построим план сил
Определим масштабный коэффициент плана сил группы 3 -2 Нмм (3.14)
где - сила полезного сопротивления
- длина отрезка на плане мм
Определяем величины отрезков на плане для всех известных сил группы 3 -2
Таблица 3.2 – Силы и длины векторов сил группы 3 -2
По плану сил определяем
Построим план сил для звена 3
Рассмотрим начальный механизм
где - сумма моментов всех сил действующих на начальный механизм относительно точки 0.
- уравновешивающая сила Н
Построим план сил для начального механизма
Определим масштабный коэффициент плана сил для начального механизма
Таблица 3.4 – Силы и длины векторов сил начального механизма
Рассчитаем уравновешивающий момент:
где - уравновешивающий момент
4 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского
Для этого к повёрнутому на плану скоростей в соответствующих точках прикладываем все внешние силы действующие на механизм не изменяя их направления. Моменты раскладываем на пару сил изменив их направления. Уравновешивающую силу прикладываем к вектору скорости начального звена перпендикулярно ему.
Моменты инерции раскладываем на пары сил по формуле (3.18)
- момент инерции i-го звена
Записываем уравнение моментов сил относительно полюса :
Из формулы (3.19) находим :
Определим уравновешивающий момент по формуле:
Рассчитаем погрешность двух методов (метода планов и метода Жуковского)
где - момент полученный методом Жуковского
- момент полученный методом планов

icon 8.Литература к КП.doc

Артоболевский И. И.“Курс теории машин и механизмов”.- М: Наука 1988
Под ред. Девойно Г. Н. “Курсовое проектирование по ТММ”.- Мн: Высшая школа 1986
Машков А. А. “ Теория механизмов и машин”.- Мн: Высшая школа1970

icon кулачковый механизм.cdw

кулачковый механизм.cdw
Кинематические диаграммы
Определение начального радиуса
Построение профиля кулачка
График изменения угла давления

icon синтез рычажного механизма.cdw

синтез рычажного механизма.cdw
Положения механизма
График приведённого и движущего моментов
График работ сил сопротивления и движущих сил
График изменения кинетической энергии
График приведённого
момента инерции механизма

icon планетарный редуктор.cdw

планетарный редуктор.cdw
Внешнее эвольвентное зацепление
Схема планетарного механизма
Проектирование планетарного
Параметры зацепления

icon силивой расчёт рычажного механизма.cdw

силивой расчёт рычажного механизма.cdw
План сил группы 2-3
План сил группы 4-5
План сил начального механизма

icon Содержание.doc

СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
1 Структурный анализ рычажного механизма
ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Планы положений механизма.
2 Построение планов скоростей.
3 Определение значений скоростей точек и звеньев механизма
4 Угловые скорости звеньев
5 Определение приведенной силы .
6 Определение приведенного момента ..
7 Построение графиков работ сил сопротивления и изменения кинетической энергии
8 Определение приведенного момента инерции .
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение плана ускорений
2 Определение значений ускорений точек и звеньев механизма
3 Угловые ускорения звеньев
4 Расчет сил и моментов инерции звеньев
5 Определение реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы методом планов
6 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского
7 Расчет погрешности двух методов .
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУТОРА И РАСЧЁТ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
1 Проектирование планетарного редуктора
2 Расчёт параметров эвольвентного зацепления
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение графиков аналогов скоростей ускорений и перемещений
2 Определение минимального радиуса кулачка и построение профиля

icon 4 Проектирование планетарного редуктора .doc

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА И РАСЧЕТ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Рисунок 4.1 – Схема зубчатого механизма
1 Проектирование планетарного редуктора
zа=12; zв=19; mпл=4; к=4; m=7; nдв=1400 ; n1=60
Передаточное отношение
Передаточное отношение между колесами ав
Передаточное отношение в планетарной ступени
Согласно [ 1с. 35 ]
Где C - любое целое число.
После подстановок и перевода десятичных дробей в обыкновенные правая часть последовательно примет следующий вид:
Умножим правую часть отношения (1) на 40. Тогда с учетом (2) получим:
Проверяем условие соседства:
где - число сателлитов планетарного механизма
Проверяем условие сборки
где - сумма чисел зубьев в одной из ступеней механизма
- условие сборки выполняется
Определяем диаметры зубчатых колес планетарного редуктора
Масштабный коэффициент построения
где - значение диаметра на чертеже(принимаем равным 180 мм)
Таблица 4.1 Значения диаметров зубчатых колёс на чертеже
2 Расчет параметров зацепления
Исходные данные: z1=12 z2=19 m=7;
Коэффициент смещения:
где х1 х2 - коэффициенты смещения четвертого и пятого колеса.
Определим делительные диаметры
Диаметры основных окружностей:
Инволюта угла зацепления:
Шаг зацепления по делительной окружности:
где m – модуль зубчатых колес.
Делительное межосевое расстояние
Межосевое расстояние:
Диаметры начальных окружностей:
Коэффициент воспринимаемости смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Диаметры окружностей впадин:
Диаметры окружностей вершин:
Углы профиля в точке на окружности вершин
Толщина зуба по делительной окружности:
где - угол профиля зуба рейки.
Толщина зуба по окружности вершин:
Радиус кривизны эвольвенты на вершине зуба:
Радиус кривизны эвольвенты на впадине зуба:
Длина линии зацепления:
Длина активной линии зацепления:
где массштабный коэффициент эвальвентного зацепления
Полученные результаты сводим в таблицу 4.1
Таблица 4.1 - Расчетные радиусы и размеры мм
Строим зубчатое зацепление.
Коэффициент перекрытия зубчатой передачи определяем (графически) по формуле
где - длина активной линии зацепления
Для определения коэффициента перекрытия зубчатой передачи аналитически воспользуемся формулой:
где - углы профиля в точке на окружности при вершине

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 6 часов 58 минут
up Наверх