Проектирование механизма однопоршневого двигателя

записка1.docx

Проектирование рычажного механизма3
2 Кинематический анализ4
2.1 Определение скоростей точек и угловых скоростей звеньев методом плана скоростей4
2.2 Определение ускорений точек и угловых ускорений звеньев методом планов ускорений5
3 Силовой анализ механизма7
3.1 Подготовка к силовому анализу7
3.2 Силовой анализ структурной группы8
3.3. Силовой анализ начального механизма9
4 «Жесткий рычаг» Н.Е. Жуковского10
Проектирование рычажного механизма11
1 Синтез механизма11
2. Определение передаточного отношения графоаналитическим способом12
Список используемых источников14
Целью курсовой работы является проектирование рычажного механизма выполнение его кинематического и силового анализа а также разработка планетарного механизма.
Кинематическое исследование состоит в изучении движения отдельных точек (звеньев) механизма независимо от сил вызывающих это движение. Основной задачей кинематического исследования является определение:
положения всех звеньев при любом мгновенном положении
траектории движения точек звеньев;
линейных скоростей и ускорений точек звеньев;
угловых скоростей и ускорений точек звеньев.
В задачу силового исследования входит определение:
) сил действующих на звенья механизма;
) реакций в кинематических парах;
) уравновешивающей силы (момента).
Силовой анализ основан на принципе Даламбера. Сущность его заключается в том что каждое звено может рассматриваться в условном статическом равновесии если к нему помимо всех действующих внешних сил приложить инерционную нагрузку в виде силы инерции и момента пары сил инерции.
Синтез планетарного механизма включает в себя расчет передаточного отношения определения оптимальной схемы механизма количества зубьев всех его составляющих определение делительных окружностей и проверку правильности решения графоаналитическим способом.
Проектирование рычажного механизма
В рычажных механизмах с периодическим циклом работы должна быть обеспечена проворачиваемость. Для аксиального (центрального) кривошипно-ползунного механизма двойной ход ползуна соответствует одному обороту кривошипа.
Изобразим неподвижную стойку О и звено 1 представляющее собой кривошип. Длину кривошипа примем равной 60 мм. Длина звена 2 (шатуна) должна быть больше длины кривошипа минимум в 2 раза. Учитывая размер звена 3:
Пусть длина ползуна 20 мм тогда длина АВ – 130 мм.
Центр масс звеньев не указан в задании и задача на его расчет не поставлена поэтому условно обозначим центр масс звена 2 как точку S2 и расположим в центре звена 2.
Кривошип ОА изображаем в 12 положениях через каждые 30°. Затем изображаем все остальные звенья механизма в положениях соответствующих положениям кривошипа. Таким образом определяем рабочий ход: это расстояние от точки В6 до В12 которое равно 120 мм (при движении навстречу полезной нагрузке Рп).
Определяем масштабный коэффициент хода исполнительного звена:
Тогда длина кривошипа
2 Кинематический анализ
2.1 Определение скоростей точек и угловых скоростей звеньев методом плана скоростей
Первое звено ОА совершает круговое движение.
Второе звено АВ совершает плоскопараллельное движение.
Ползун В совершает поступательное движение.
VA=1lOA=879017=145 (мс)
Выбираем произвольно длину отрезка pva . Он перпендикулярен звену 1 изображает вектор и направлен в сторону его вращения. Рассчитываем масштаб плана скоростей:
Поместим в полюсе точку О соответствующую неподвижной точки О механизма.
Для нахождения скорости точки B составляем векторное уравнение плоского движения звена 2 связывающее скорости точек A и B :
Через точку а плана скоростей проводим прямую перпендикулярную звену AB. Из полюса Рv проводим прямую параллельную направляющим ползуна. Полученные отрезки Рvb и аb пропорциональны скоростям VB и VBA.
VBA=abV= 6230021=13 (мс);
VB=pVb V= 4940021=104 (мс);
VS2= 5195 0021=109 (мс);
2.2 Определение ускорений точек и угловых ускорений звеньев методом планов ускорений
Точка А совершает вращательное движение с угловым ускорением поэтому ее полное ускорение будет складываться из векторной суммы нормального ускорения и тангенциального ускорения.
Нормальное ускорение является центростремительным и направлено к центру вращения (точка О) тангенциальное ускорение направлено по касательной к траектории вращения (окружности) и всегда перпендикулярно нормальному ускорению.
Ускорение точки A конца кривошипа ОА рассчитываем по формуле для вращательного движения:
Нормальное ускорение: =( 1)2 lOA=8792017= 1275 (мс2)
Нормальное ускорение направлено по движению кривошипа от А к О параллельно звену ОА. Откладываем отрезок Pa произвольной длины. Вычисляем масштаб плана ускорений а
Точка B совершает плоское движение поэтому ее ускорение линейно. Оно направлено вдоль траектории движения точки B.
Звено АВ совершает плоскопараллельное движение то есть поступательная составляющая ускорений точек А и В одинакова а вращательная составляющая разная поэтому находим нормальное ускорение звена АВ при вращении его вокруг точки А
=( 2)2 lВA=363 2036 =472 (мс2)
Полное ускорение точки В это сумма векторов полного ускорения точки А тангенциального ускорения точки В относительно А и нормального ускорения точки В относительно А.
Тангенциальное ускорение точки В относительно точки А величина неизвестная потому что для ее определения нужно знать угловое ускорение звена АВ.
Определим длину вектора an изображающего на плане ускорений
an==4720182=259 (мм)
Для графического определения ускорения точки В строится вектор нормального ускорения точки А равен an в масштабе.
Из конца вектора Раа откладываем отрезок аn равный 259 мм параллельно ВА и направленный от В к А. Это нормальная составляющая относительного ускорения . Из конца этого вектора проводим перпендикуляр который представляет собой . Из полюса проводим прямую параллельную известному направлению абсолютного ускорения аВточки В. На пересечении этих двух прямых находится конец вектора абсолютного ускорения точки В.
Остается только достроить все параллелограммы сумм векторов.
Соединение точек а и b вектором ab дает вектор полного ускорения точки B при ее вращении вокруг точки A.
Измерение построенных векторов в масштабе позволяет определить численные значения ускорений.
aВ = pb а=355 0182=646 мс2
as2=PaS2a=71940182=1309 мс2
=nba=29830182=543 мс2
Угловое ускорение 2 звена 2:
3 Силовой анализ механизма
3.1 Подготовка к силовому анализу
Изображаем механизм с обозначением масштабного коэффициента l = . На механизм действуют следующие силы:
Сила полезного сопротивления 200 Н указана в задании. Она проложена в точке В ползуна 3 и направлена вниз.
Масса звеньев условно находится по формуле mn = m l где m- единицы длины звена ln - длина звена:
m1=mпl1=41017=677 кг
m2=mпl2=41036=1468кг
Силы тяжести прикладываются в центрах масс S1 S2 S3 и направлены вертикально вниз.
G2=m2g=146898=14386 Н
=m2=14 68 1309 =19216 Н
Главный момент сил инерции звена 2 определяется уравнением
Направление главного момента противоположно ускорению 2
3.2 Силовой анализ структурной группы
Примем масштаб построения =000275 ммм и изобразим звено 2-3 состоящее из шатуна и ползуна заменим связи реакциями связей.
На звено 2-3 действуют силы: PП G3 G2 момент и реакции R30 и .
Уравнение равновесия для структурной группы:
Составим уравнение моментов относительно точки В
=== -2764 значит должна быть направлена в противоположную сторону.
Выбираем масштаб F=5 Нмм
Проводим вектора П 3 2 и их модули равны:
cd ==19216 5=3843 мм
Полная реакция R12=hb=34275=17135Н
3.3. Силовой анализ начального механизма
Примем масштаб построения =000275 ммм и изобразим звено 1 состоящее из кривошипа и стойки.
Считаем что ведущее звено 1 вращается равномерно а его центр масс за счет противовеса лежит на оси вращения. Тогда и и . На кривошип 1 будут действовать следующие силы: R21 причем R21= -R12 G1 Pу R01. Сила Pу приложенная в точке А перпендикулярно кривошипу называется уравновешивающей и возникает в результате действия крутящего момента передаваемого от электродвигателя и поэтому относится к категории движущих сил.
Уравнение равновесия начального механизма:
bc=G1 Fн.м=6631919=3455 мм
cd= R21Fн.м=171361919=893 мм
R01=47 321919=9081 Н
4 «Жесткий рычаг» Н.Е. Жуковского
На основании теоремы Жуковского представляется возможным определить уравновешивающую силу как движущую силу необходимую для обеспечения равномерного движения входного звена.
План скоростей механизма в анализируемом положении поворачивают на 90 ( желательно в ту сторону чтобы одноименные точки плана скоростей и плана положений механизма максимально совпали).
К соответствующим точкам повернутого плана скоростей рассматриваемого уже как "жесткая" неизменяемая фигура прикладывают путем параллельного переноса все внешние активные силы: G1 G2 G3 силу полезного сопротивления Pп и уравновешивающую силу РУ. Точка приложения каждой силы на жестком рычаге должна быть определена по принципу подобия.
Уравнение равновесия рычага в виде суммы моментов действующих сил относительно полюса pv имеет вид:
РУPVa+G2-+( Pп+G3-)=0;
Рассчитываем погрешность
Погрешность не превышает 5% следовательно расчеты верны.
По таблице определяем диапазон передаточных отношений =12 30
По таблице находим соответствующую схему.
Формулы для определения UПЛ соответствующие этому диапазону:
Z1= 2UПЛ =1512=30230
Для более равномерного распределения нагрузок и повышения жесткости механизма выбираем максимальное число сателлитов.
==153 разница не превышает 3%
Рассчитаем диаметр делительных окружностей:
2. Определение передаточного отношения графоаналитическим способом
На листе формата A2 с общим названием «Синтез зубчатых механизмов» вычерчиваем схему планетарного механизма в выбранном масштабе в двух проекциях. На схеме показываем делительные окружности всех колес с указанием их диаметров и водило. Водило изображается условно в виде крестовины с шириной радиальных участков 10мм.
Строим картину распределения скоростей звеньев планетарной передачи.
По результатам построения определяем передаточное отношение.
Определим погрешность расчетов.
Результат не превышает 3% следовательно передаточное отношение определено верно.
В процессе выполнения курсовой работы был спроектирован рычажный механизм однопоршневого двигателя. Согласно представленной схеме и указанным исходным данным был выполнен его кинематический и силовой анализ а также разработан и рассчитан планетарный механизм.
В ходе расчетов был выполнен синтез рычажного механизма оставлен план скоростей и ускорений. Проведен силовой расчет в ходе которого была установлена уравновешивающая сила. Методом Жуковского также была определена уравновешивающая сила и обе эти величины сравнили. Погрешность составила 05 % что входит в допустимый пятипроцентный предел.
В процессе синтеза планетарного механизма было установлено его передаточное отношение. По нему определен тип планетарного механизма количество зубьев и делительные окружности колес и сателлитов. Графоаналитический метод определения передаточного отношения и последующее определение погрешности показали что расхождение в результатах расчетов составляет 2% при допустимых 3%.
Задачи курсовой работы выполнены.
Список используемых источников
«Методические рекомендации к курсовому проектированию по теории механизмов и машин» Курск. гос. техн. ун.-т; Сост. Б.В.Лушников. Курск 2001. 22 с
Фролов К.В. «Теория механизмов и механика машин» Москва. высшая школа 2003
Попов С.А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин» Москва. высшая школа 1998
«Методические указания по курсовому проектированию по теории машин и механизмов» Курск 2003
Левитский Н.И. «Теория машин и механизмов» Москва. Наука 1990

Проектирование рычажного механизма.cdw

3.2 Силовой анализ структурной группы
3.3 Силовой анализ начального механизма
4 "Жесткий рычаг" Н.Е. Жуковского

Синтез зубчатых механизмов.cdw