Курсовая работа ПГУПС ТММ проект привода рычажного

1 положение.cdw

План положения мех-ма
Рычаг Н.Е. Жуковского
Структурный анализ 1-го положения

2 положение.cdw

План положения мех-ма
Рычаг Н.Е. Жуковского
Структурный анализ 2-го положения

3 положение.cdw

План положения мех-ма
Рычаг Н.Е. Жуковского
Структурный анализ 3-го положения

4 положение.cdw

План положения мех-ма
Рычаг Н.Е. Жуковского
Структурный анализ 4-го положения

5 положение.cdw

План положения мех-ма
Рычаг Н.Е. Жуковского
Структурный анализ 5-го положения

6 положение.cdw

План положения мех-ма
Рычаг Н.Е. Жуковского
Структурный анализ 6-го положения

зацепление.cdw

курсовая тмм .docx

1 Определение скоростей методом планов6
2 Определение ускорений методом планов8
3 Определение сил механизма методом планов11
Определение геометрических параметров зубчатого зацепления14
Список используемой литературы:18
Теория машин и механизмов (ТММ)- наука об общих методах исследования свойств кинематики и динамики механизмов и машин и о научных основах их проектирования.
Основной целью курсовой работы является выполнение исследования кривошипно-шатунного механизмов.
Для этого необходимо:
Определить степень подвижности механизма
Выполнить кинематический анализ построить 6 планов скоростей и для заданных положений
Определить уравновешивающие силы с помощью рычага Жуковского
Построить план ускорений для самого нагруженного положения
Расcчитать параметры зубчатого зацепления и построить его картину
Рассматриваемая схема долбежного станка представляет плоский механизм преобразующий вращательное движение в поступательное. Звено совершающее полный оборот вокруг своей оси вращения обозначается цифрой 1 остальные звенья механизма нумеруются в направлении от звена 1 к конечному звену цепи - долбяку 5 (рис. 1). Кинематические пары обозначаются прописными буквами латинского алфавита.
В индивидуальном задании приведен график силы полезного сопротивления.
Рисунок 1 – Механизм долбежного станка
Цель работы: определить степень подвижности механизма по формуле Чебышева
Условное обозначение
Степень подвижности определяется по формуле:
n – число звеньев механизма
P5 – число кинематических пар 5-го класса
P4 - число кинематических пар 4-го класса
класс (W = 3*1-2*1 – 0 = 1) 2 класс 2 порядок (W = 3*3-2*4 – 0 = 1)
класс 2 порядок (W = 3*3-2*4 – 0 = 1)
1 Определение скоростей методом планов
Рассмотрим порядок построения плана скоростей и на примере первого положения механизма.
Найдем угловую скорость ведущего звена:
Произведем расчеты на примере 1-го положения
1. Линейная скорость точки А
VA= 1 * lОА = 1884*026 = 4898
Для примера возьмем длину вектора скорости точки А равной 60 мм.
Вычислительный масштаб плана скоростей:
2. Линейная скорость точки В
3. Линейная скорость точки С
VС = (4001000)*VАB = 04* 4884 = 0065
4. Линейная скорость точки E
5. Линейная скорость точки D
e = 69482 мм – длина вектора скорости звена KE из плана скоростей.
6. Линейная скорость точки T
Т = 39704 мм – длина вектора скорости точки T из плана скоростей.
Результаты вычислений скоростей точек и звеньев а также угловые скорости звеньев приведены в таблице 2.
Графические построения скоростей приведены в приложениях.
2 Определение ускорений методом планов
Построим план ускорений для 1-го положения механизма:
Так как кривошип ОА вращается с постоянной угловой скоростью то точка А кривошипа будет иметь только нормальное ускорение:
= 18842 * 026 = 9229
Вычислительный масштаб ускорений:
где длина вектора ускорения точки А на плане ускорений.
где – вектор ускорения точки В относительно точки А;
– вектор касательной составляющей ускорения точки В относительно точки А.
1 Ускорение звена АВ
2 Ускорение звена КВ
Угловые ускорения соответствующих звеньев:
= 7841*04 = 31364 мм
Результаты вычислений скоростей точек и звеньев а также угловые ускорения звеньев приведены в таблице 3.
3 Определение сил механизма методом планов
1 Массы и моменты инерции звеньев определяются на основании эмпирических зависимостей (с последующим округлением):
т = (30 60)S = 50*0347 = 1735 (кг)
где S= 0347 - ход долбяка м;
б) масса зубчатых колес:
где r - радиус делительной окружности м;
в) масса поршней в двигателях и компрессорах:
m = (05 07)mш = 05*26 = 13 (кг)
где тш = 26 - масса шатуна;
г) массу остальных звеньев:
где k= 8 12 кгм для шатунов k=10 20 кгм для коромысел k = 20 30 кгм для кулис;
mОА =10 * 026 = 26 (кг)
mBE = 20 * 195 = 39 (кг)
mAB =10 * 1 = 10 (кг)
д) массой камня кулисы а также ползунов не являющихся рабочими звеньями можно пренебречь;
е) центр тяжести звеньев S принять в центре тяжести фигур их изображающих (за исключением случаев когда они указаны в задании - точки на звене).
2.1 Силы тяжести звеньев определяются по зависимости
где g = 981 мс2 - ускорение свободного падения; т - масса звена.
Определение сил тяжести звеньев:
G1 = mOA*981 = 26 * 981 = 2551 Н
G2 = mAВ*981 = 39 * 981 = 38259 Н
G3 = mBE*981 = 10 * 981 = 981 Н
2.2 Главный вектор сил инерции Fi =mas приложен в центре тяжести звена и направлен противоположно его ускорению as.
Расчет ускорений центров тяжести звеньев:
Расчет сил инерции для всех звеньев:
Fu1=-m1*α1 = 26*2769 = 7199(Н)
Fu2=-m2*α2 = 39*6457= 251835 (Н)
Fu3=-m3*α3 = 10*234 = 234 (Н)
Момент сил инерции звена 1 равен нулю т.к. Центр масс кривошипа ОА находится на оси вращения звена кривошип движется равномерно и его угловая скорость постоянна т.е. 1= const и М1=0.
3 Для определения уравновешивающей силы составляется уравнение моментов сил относительных полюса pv из которого определяют значение FУР. Здесь используется правило: любая сила или момент вращающие звено по часовой стрелке относительно полюса берутся с отрицательным знаком вращающие против часовой стрелки – с положительным. Уравнение моментов имеет вид:
G3*hG3+G2*hG2+G1*hG1F5*h5+FУР*hУР +Fи2*hF2+Fи3*hF3 =0
Определим уравновешивающую силу для самого нагруженного положения (для 1-го положения):
G3*hG3G2*hG2G1*hG1F5*h5 +Fи2*hF2+Fи3*hF3FУР*hУР =0
4 Определение уравновешивающего момента
ТУР = FУР * lОА = 77342 * 026 = 2011 Н*м
Определение геометрических параметров зубчатого зацепления
После определения максимального крутящего момента на валу кривошипа расчетом на контактную прочность находят:
- межосевое расстояние аw мм;
-определяют модуль m зацепления зубчатых колес;
- определяют количество зубьев z
- рассчитывают их геометрические характеристики;
-вычерчивают картину зубчатого зацепления.
Межосевое расстояние aw мм определяется по формуле:
Ка— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43 для прямозубых — Ка = 495;
a = b2aw — коэффициент ширины венца колеса равный 028 036— для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;
[]Н — допускаемое напряжение сжатия материала колеса с менее прочным зубом Нмм2. Принять []Н = 400 Нмм2.
KH — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев KH=1.
Межосевое расстояние принять из ряда стандартных значений по ГОСТ 2185-66 «Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры».
Угол зацепления α = 20°.
Модуль зацепления m мм:
Кm — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кm = 68;
d2 = 2awu(u + 1)= мм— делительный диаметр колеса мм;
b2 = a aw= мм—ширина венца колеса мм;
[]F — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом Нмм2. Принять []F = 198 Нмм2;
Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
Межосевое расстояние:
Примем стандартное значение: 160
Модуль зацепления m:
d2 = 2awu(u + 1) = 2*160*2(2+1) = 21375 (мм)
b2 = a aw = 033 * 160 = 528 (мм)
Округлим до стандартного числа: m = 125
Суммарное число зубьев шестерни и колеса zΣ:
Число зубьев шестерни:
Округлим до целого числа: 85
Число зубьев колеса:
Диаметры окружностей для шестерни и колеса:
Толщина зуба по делительной окружности:
Графическое построение зубчатого зацепления приведено в приложении.
В результате исследования механизма на подвижность было установлено что он работает стабильно. Были построены 6 планов скоростей и 6 планов ускорений. Найдены уравновешивающие силы с помощью которых было определено самое нагруженное положение по которому были произведены расчеты параметров зубчатого зацепления. Так же было построено зацепление зубчатого колеса и шестерни.
Список используемой литературы:
Волков В.В. Теория механизмов и машин. Основные положения

Метричесий анализ механизма — копия-2.cdw

Zadanie_dlya_KR_po_TMM_dlya_studentov_ochnogo_otdelenia (1).docx

Задание для курсовой работы по дисциплине ТММ для студентов очного отделения.
«Проект привода рычажного механизма»
Выполнить исследование рычажного механизма:
Провести структурный метрический кинематический анализ и силовой расчет механизма и определить уравновешивающий момент ТУР;
Выполнить кинематический расчёт редуктора;
Определить размеры зубчатых колёс редуктора;
Построить упрощенную картину эвольвентного зубчатого зацепления.
Схема №1. Механизм долбежного станка
Примечание: длина звена EF определяется конструктивно (lEF12 с)
Схема №2. Механизм долбежного станка
Схема №3. Механизм поперечно-строгального станка
Схема №4. Кривошипно-шатунный механизм с качающейся кулисой
Схема №5. Механизм поперечно-строгального станка
Схема №6. Механизм с приближенно-равномерным перемещением ведомого звена
Схема №7. Механизм пилонасекательной машины
Схема №8. Кулисно-рычажный механизм питателя.
Примечание: lAK = 13 lAB lED = 34 lEC