• RU
  • icon На проверке: 13
Меню

Курсовая по тмм

  • Добавлен: 09.05.2016
  • Размер: 437 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Полная курсовая работа по тмм

Состав проекта

icon
icon KURSOVAYa_LIST1.cdw
icon KUrsovaya_LIST2.cdw
icon kursovaya_rabota.docx

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon KURSOVAYa_LIST1.cdw

KURSOVAYa_LIST1.cdw
Планы положений механизма
Кинематический и силовой
анализ рычажного меха-
низма грохота комбайна
Структурная группа 4-5
Структурная группа 2-3

icon KUrsovaya_LIST2.cdw

KUrsovaya_LIST2.cdw
Кинематическая схема
План угловых скоростей
Картина эвольвентного

icon kursovaya_rabota.docx

Министерство образования и науки Республики Казахстан
ВОСТОЧНО-КАЗАХСТАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ им.Д.Серикбаева
Кафедра «Общеинженерная подготовка»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе по дисциплине «Теория механизмов и машин» на тему «Анализ и синтез механизмов комбайна»
Специальность (направление) 5В071200 технология машиностроения
г. Усть-Каменогорск 2016 г.
1 Рычажный механизм грохота комбайна (Рисунок 1)
Исходные данные к рычажному механизму:
Рисунок 1 – Рычажный механизм грохота комбайна
2 Зубчатый механизм (Рисунок 2)
Исходные данные к зубчатому механизму:
Рисунок 2 – Планетарная и простая ступени редуктора привода комбайна
Кривошип О1А рычажного механизма грохота комбайна (рис. 1) неподвижно закрепленный на валу колеса 6 приводится во вращение электродвигателем через планетарно - зубчатый редуктор (рис. 2).
Исходные данные к заданию позволяют определить линейные размеры всех звеньев рычажного механизма и провести его кинематический и силовой расчет построить картину эвольвентного зацепления колес 4 и 5 подобрать число зубьев колес планетарного механизма.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ПЛОСКОГО РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА (ЛИСТ 1)
1 Степень подвижности и структура рычажного механизма
Степень подвижности W плоского рычажного механизма определяется по формуле П. Чебышева:
W = 3n - 2P1 – P2 (1)
гдеn – число подвижных звеньев механизма;
P1 – число одноподвижных кинематических пар;
Р2 – число двух подвижных кинематических пар.
Для исследуемого механизма n = 5; Р1 = 7; Р2 = 0; следовательно
W = 35 - 27=1. Механизм включает начальный механизм первого класса и две группы Ассура 2го класса (рис. 3).
Структурная формула механизма:
I(1-6) + II(2-3) + II(4-5)
Рисунок 3 – Структура рычажного механизма
Построение планов механизма начинается с выбора масштабного коэффициента длины:
где – действительная длина кривошипа О1А в метрах;
О1А – отрезок в миллиметрах изображающий кривошип на чертеже.
Задавшись l определяем размеры отрезков АВ O3В O3D DE O5E на чертеже например:
Далее в левой верхней части чертежа (лист 1) по координатам х и у исходных данных находим положения стоек О1 О3 и О5. За начальное (нулевое) положение кривошипа О1А1 примем крайнее нижнее положение звена 5. Для получения точки В1 на дуге радиуса О3В сделаем засечку из точки О1 радиусом (АВ+О1А). Прямая В1О1 определяет положение исходной точки А1.
От начальной точки А1 в направлении вращения кривошипа строим 12 равноотстоящих (через 300) положений начального звена – кривошипа О1А. Полученные точки А1 А2 А12 на окружности О1А соединяем с центром О1 вращения кривошипа. Затем методом засечек определяются соответствующие положения точек В на дуге радиуса:
Метод засечек используется и при разметке траектории точки Е звена 5.
Тонкие линии соединяющие точки О1 и А A и В B и D D и Е Е и О5 определят планы рычажного механизма грохота комбайна в положениях соответствующих равноотстоящим положениям кривошипа О1А (лист 1). План механизма для 11го положения выполнен основными линиями и для этого же положения построен план ускорений и выполнен силовой расчет рычажного механизма.
Чертеж на котором изображены в виде отрезков векторы равные по модулю и направлению скоростям различных точек звеньев механизма в
данный момент называют планом скоростей механизма.
Определим угловую скорость звена 1:
Определим скорость точки А:
На всех планах скоростей вектор скорости точки А отложен отрезком ра=45 мм перпендикулярным соответствующему положению кривошипа О1А. Следовательно масштабный коэффициент скорости:
Скорость точки В находим графическим решением системы двух векторных уравнений:
Через конец вектора (точка а) проводим луч перпендикулярный звену АВ а через полюс (точка р) – луч перпендикулярный звену ВD. Точку пересечения этих лучей обозначим b. Отрезки аb и рb в масштабе определяют соответственно скорости и .
Коромысло BD вращается вокруг оси O3 следовательно скорости В и D коромысла пропорциональны длинам и т.е.:
откуда причем векторы параллельны и противоположно направлены.
Скорость точки E находим графическим решением системы двух векторных уравнений:
Через конец вектора (точка d) проводим луч перпендикулярный звену ED а через полюс (точка р) – луч перпендикулярный звену EO5. Точку пересечения этих лучей обозначим e. Отрезки de и рe в масштабе определяют соответственно скорости и (например ).
Скорости центров масс звеньев S2 S3 S4 S5 находим используя подобие плана скоростей плану механизма:
Строчными буквами (аb de ds4 и т.п.) обозначены длины отрезков на планах скоростей а прописными (АВ DE DS4 и т.п.) – длины соответствующих звеньев механизма.
Длины отрезков определяющие скорости характерных точек звеньев механизма для всех тринадцати положений механизма сведены в таблицу 1. Модули линейных скоростей для характерных точек звеньев сведены в таблицу 2.
Таблица 1. Длины векторов на планах скоростей механизма мм
Таблица 2. Модули линейных скоростей мс
Значения угловых скоростей звеньев механизма в 11-м положении механизма определяем из формул:
Векторы линейных скоростей определяют также направления угловых скоростей соответственно звеньев АВ BD DE ЕО5. На плане механизма они показаны дуговыми стрелками.
Построим план ускорений для 11го положения. Построение плана начинается с определения ускорения точки А кривошипа. Пологая что угловая скорость кривошипа постоянна ускорение точки А определится из зависимости:
Здесь вектор направлен вдоль кривошипа О1А к оси его вращения.
На плане ускорений вектор ускорения точки А изображен отрезком а=100 мм последний и определяет масштабный коэффициент плана ускорений:
Ускорение точки В находится графическим решением системы двух уравнений:
Нормальные составляющие ускорений:
На плане ускорений вектора ускорений и изображены соответственно отрезками аbn и s3n размером:
Коромысло BD вращается вокруг оси O3 следовательно ускорения точек В и D пропорциональны плечам и т.е.:
Ускорение точки Е находится графическим решением системы двух уравнений:
На плане ускорений вектора ускорений и изображены соответственно отрезками edn и en размером:
Положения центров масс S2 и S4 на плане ускорений определяются с помощью теоремы подобия плана ускорений плана механизма:
Из плана ускорений находятся модули полных и касательных составляющих ускорений центров кинематических пар и центров масс звеньев:
Угловые ускорения звеньев АВ BD DE и EO5 определяют соответствующие касательные составляющие
Направления определяются направлениями касательных составляющих соответствующих ускорений. На плане механизма они указаны дуговыми стрелками.
5 Силовой анализ механизма
Задачей силового расчета механизма является определение реакций во всех кинематических парах и величины уравновешивающего момента (или уравновешивающей силы) на входном звене. Предварительно определяются все внешние силы (рабочие усилия силы инерции веса и т.п.) действующие на звенья механизма. При силовом анализе механизма используется принцип Даламбера согласно которому звено механизма (группа звеньев) может рассматривать как находящееся в равновесии если ко всем внешним силам действующим на него добавить силы инерции. Статически определимы т.е. удобны в силовых расчетах структурные группы Ассура. Силовой расчет следует начинать с последней присоединенной группы Ассура и заканчивать расчетом начального звена механизма.
Механизм грохота комбайна включает две группы Ассура и начальный механизм (стойка – кривошип О1 А).
Силовой расчет механизма выполняется для 11го положения механизма (для этого положения построен и план ускорений).
5.1 Силы инерции моменты пар сил инерции и силы тяжести звеньев механизма
Зная массы звеньев определяем их силы тяжести из формулы . Приближенно полагая g10 мс2 получим:
G2 = 50 H;G4 = 300 H;G5 = 50 H.
Направления моментов пар сил инерции противоположны соответствующим направлениям векторов угловых ускорений звеньев АВ BD DE и EO5 т.е. .
5.2 Силовой расчет группы Ассура. Звенья 4-5
В масштабе вычерчивается группа Ассура состоящая из звеньев 4 и 5.
Для определения реакций во вращательных кинематических парах D и О5 записывается векторное уравнение сил действующих на звенья данной группы:
Здесь составляющие и направлены соответственно вдоль и перпендикулярно звену DE а составляющие направлены соответственно вдоль и перпендикулярно звену EО5.
Модуль реакции предварительно определяется аналитически из уравнения моментов сил действующих на звено DE относительно точки Е:
Модуль реакции определяется аналитически из уравнения моментов сил действующих на звено EО5 относительно точки Е:
Плечи и длина звена DE подставляются в метрах (плечи замеряются в мм на чертеже и умножаются на масштабный коэффициент ).
Реакции и определяются графическим решением вышеприведенного (14) векторного уравнения сил. Здесь же штриховой линией показана реакция в кинематической паре Е найденная из уравнения сил действующих на звено 5:
План сил построен в масштабе = 5 Нмм.
Размеры векторов R34 R45 и R56 на плане сил:
R34 = 737684 мм; R56 = 628364 мм; R45= 577653 мм.
Определим их модули:
R34 = 737684 5 = 368842 Н; R56 = 628364 5 = 314182 Н;
R45= 590054 5 = 295027 мм
Выполнив силовой расчет последней присоединенной к механизму группы Ассура звенья 4-5 возможно приступить к силовому расчету первой группы.
5.3 Силовой расчет первой группы Ассура. Звенья 2-3
Векторное уравнение сил действующих на звенья данной группы Ассура имеет вид:
Здесь – направлены перпендикулярно звеньям АВ и BO3 а – вдоль звеньев.
Предварительно определяем реакцию из условия равновесия моментов сил действующих на звено 2 относительно точки В:
Затем аналогично находится составляющая - из уравнения моментов сил действующих на звено 3 относительно точки В:
Плечи и замеряются на чертеже в мм и умножаются на масштабный коэффициент . Например
Вычислив реакции и действующие на звенья рассматриваемой группы Ассура возможно методом плана сил решить вышеприведенное векторное уравнение сил (17) и рассчитать как составляющие и так и полные реакции и в кинематических парах А и О3.
Здесь же штриховой линией показана реакция в кинематической паре В найденная из уравнения сил действующих на звено 2:
Модули реакций и в кинематических парах определяют длины их отрезков на плане сил:
Силовой расчет механизма грохота комбайна завершается силовым расчетом начального (входного) звена.
5.4 Силовой расчет начального механизма
Кривошип О1А рычажного механизма получает вращение через зубчатые колеса 4 и 5 (рис. 2). В масштабе на чертеже изображаем входное звено начальные и основные окружности колес 4 и 5 (положение оси колеса 4 назначается произвольно). На кривошип О1А действуют: реакции и а также уравновешивающая сила . Последняя направлена касательно к основным окружностям колес 4 и 5.
Величина определяется из уравнения моментов сил действующих на звено 1 относительно точки О:
Реакция во вращательной кинематической паре О1 определяется графическим решением векторного уравнения сил действующих на звено 1:
Из плана сил построенного в масштабе = 5 Нмм находим:
ПОСТРОЕНИЕ КАРТИНЫ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА (ЛИСТ 2)
1 Синтез прямозубой эвольвентной передачи с неподвижными осями
Помимо чисел зубьев шестерни и колеса передачи внешнего зацепления с неподвижными осями заданными являются модуль m1 и параметры исходного контура эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи по ГОСТ 13755-81:
Угол главного падения
Коэффициент высоты головки
Коэффициент высоты ножки
Коэффициент радиального зазора
Форма профиля зуба и эксплуатационные свойства проектируемой передачи во многом зависит от правильного определения коэффициентов смещения инструмента при нарезании зубчатых колес.. Для Z4=12 и Z5=64 рекомендуются коэффициентом смещения Х4=055 и Х5=035 из условия максимальной прочности на изгиб зуба.
1.1 Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи
Коэффициент суммы смещений:
Угол αw находится из таблиц эвольвентной функции invα:
Межосевое расстояние:
Шаг зацепления по делительной окружности:
Радиусы делительных окружностей:
Радиусы основных окружностей:
Радиусы начальных окружностей:
Проверка вычислений:
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Радиусы вершин зубьев:
Радиусы окружностей впадин зубьев:
Толщины зубьев по делительной окружности:
Углы профиля в точке на окружности вершин зубьев:
Толщины зубьев по окружности вершин зубьев:
Коэффициенты толщины зубьев по окружности вершин:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Результаты расчетов свидетельствуют что параметры не меньше рекомендуемых поэтому повторный расчет передачи с другими значениями коэффициентов смещения не проводится.
1.2 Построение профилей зубьев определение активной (рабочей) части линии зацепления дуг зацепления и рабочих участков профилей зубьев.
Построение эвольвентного зацепления выполняется в таком масштабе чтобы высота зуба на чертеже составляла 45 55 мм. Расчетная высота зуба h проектируемой передачи составляет 131124 мм поэтому возможно использовать масштаб М 35:1 или М 4:1. Принимаем масштаб 4:1.
Межосевое расстояние определяет расстояние между осями О4 и О5 зубчатых колес. Ось О5 расположена вне формата чертежного листа. Это допустимо ибо основное внимание при построениях уделяется рассмотрению зацепления профилей зубьев в пределах активной части линии зацепления.
На линии центров О4 и О5 (см. лист 2) выполняется разметка всех окружностей радиусы которых выше определены расчетом: делительных и основных начальных и впадин и вершин зубьев и . При этом радиальный зазор между окружностями вершин и впадин зубьев составляет Учитывая масштаб увеличения чертежа С=6 мм.
Далее проводятся основные окружности радиусов и касательная к ним линия зацепления N1N2 которая пересекает линию центров в точке Р. Здесь N1 и N2 – точки касания линии зацепления с основными окружностями а точка Р – полюс зацепления. При правильном расчете в полюсе Р касаются начальные окружности и .
Очень важно правильно выполнить построение эвольвент профилей зубьев шестерни и колеса.
Построение эвольвенты профиля зуба колеса 4 ведется в такой последовательности (лист 2):
Отрезок N1Р делится на 6 равных частей (). Таких же отрезков на линии N1N2 откладываются и за точкой N1 (точки 7-13). Дугу основной окружности радиуса также делят на равные части начиная от точки N1 причем дуги равны отрезкам на линии зацепления.
Через точки и т.д. проводятся лучи касательные к основной окружности (перпендикулярно составляющим радиусам и т.д.) На этих лучах откладывается отрезки равные (от точки 1) (от точки 2) (от точки 3) (от точки 7) и т.д. Концы этих отрезков определяют эвольвенту зуба колеса 4. Аналогично строится эвольвента зуба колеса 5. Далее проводим тонкими линиями окружности делительную выступов и впадин. На делительных окружностях колес 4 и 5 от построенных эвольвент откладываются отрезки равные половинам толщин зубьев – 05 и 05. Концы этих отрезков определяют оси симметрии зубьев колес 4 и 5. Далее используя построенные ранее эвольвенты вычерчиваются зубья. Предварительно необходимо нанести разметку осей симметрии зубьев через угловой шаг = 360°Z или отмеряя шаг зацепления Рt по делительной окружности.
Неэвольвентную часть зуба (от основной окружности до окружности впадин) допускается очерчивать упрощенно: сперва по радиусу а затем делается скругление радиусом . Контакт зубьев колес 4 и 5 возможен только на линии зацепления N1N2 точнее на ее активной части аb заключенной между точками пересечения линии N1N2 с окружностями выступов колес. Пара зубьев входит в контакт в точке а выходит из контакта в точке b. Как правило не весь эвольвентный профиль зуба вступает в контакт. Рабочие части профилей зубьев отсекаются дугами окружностей. Проведенными из центров колес 4 и 5 соответственно через точки а и b. На чертеже рабочие участки профилей зубьев (А1В1 и А2В2) выделены. Через крайние точки А1 и В1 рабочего участка профилей зуба первого колеса проводятся в направлении вогнутости зуба касательные к основной окружности они пересекают радиус начальной окружности в точках: С1 и d1. Дуга С1d1 является дугой зацепления по начальной окружности первого колеса. Аналогично строится дуга зацепления С2d2 по начальной окружности второго колеса. Длины дуг С1d1 и С2d2 равны.
Профили зубьев линия зацепления аb и дуги зацепления С1d1 и С2d2 выделяются основной (толстой) линией затем проставляются все размеры.
Коэффициент перекрытия определяется аналитически:
и сравнивается с практическим значением:
Здесь длина - активной части линии зацепления замеряется непосредственно на чертеже (лист 2) но с учетом масштаба.
Рв – шаг зацепления на основной окружности мм.
2 Проектирование и кинематический анализ планетарного редуктора.
2.1 Подбор чисел зубьев.
Передаточное отношение планетарного механизма определяется по формуле:
При назначении чисел зубьев планетарной передачи необходимо выдержать ряд условий:
- число зубьев колес должны быть целыми при этом следует обеспечить заданное передаточное отношение U с точностью до 3 5 процентов;
- в передаче как правило используются нулевые колеса поэтому в целях исключения подрезания и заклинивания зубьев следует принимать минимальное число зубьев колес с внешними зубьями
- оси центральных колес и водила Н планетарной передачи должны совпадать (условие соосности);
- число сателлитов назначают в пределах K = 3 6 при этом сателлиты не должны соприкасаться друг с другом (условие соседства);
- сборка сателлитов должна осуществляться без натягов при равных окружных шагах между ними (условие сборки);
- числа зубьев колес должны обеспечивать условия не заклинивания передач с внешним и внутренним зацеплениями.
Перечисленные выше условия для планетарного механизма с раздвоенным сателлитом имеют вид:
а) условие соосности:
Z1 + Z2 = Z3 – Z2 ; (21)
б) условие сборки сателлитов:
где - целые числа а К - число сателлитов;
в) передаточное отношение планетарного механизма:
г) условие соседства:
Подбор чисел зубьев Z1 Z2 Z3 Z2’ колес планетарного механизма возможно осуществить простейшим перебором вариантов. Например числа зубьев Z1 Z2 выбираются из ряда 18 19 20 21 и проверяются на первом этапе только условия «а» и «в» при этом следует помнить что заданное передаточное число U1Н следует обеспечить с точностью 3 5 процентов.
При Z1=21 и Z2 =23 уравнения «а» и «в» принимают вид:
откуда находятся Z2 =35 Z3 =79 но в этом варианте не выполняется условие сборки сателлитов.
Выдерживая условие соосности и обеспечивая при этом приближенное значение U1Н рассматриваются такие варианты чтобы выполнялось условие сборки (числа Z1 Z3 должны быть кратны числу сателлитов). Эти условия выполняются при Z1 =21; Z2 = 34;Z2 = 23;Z3 = 78. Назначив 3 сателлита проверяем все ограничения:
-условие соосности:Z1 + Z2 = Z3 – 21+34=78-23; 55=55;
-передаточное отношение:
отклонение что допустимо;
Условия не заклинивания также выполняется т.к. на внешнем зацеплении при Z1=21 число Z2 зубьев колеса может быть любое а на внутреннем зацеплении при Z2' = 23 на шестерне число зубьев колеса должно быть больше 41 (Z3 =78>41).
Общее передаточное отношение механизма редуктора:
Колесо 5 и кривошип О1А рычажного механизма вращаются с угловой скоростью 1 =3333 радс следовательно
2.2 Кинематический анализ планетарного редуктора
Кинематический анализ выполняется графическим методом – методом профессора Смирнова.
Предварительно рассчитываются диаметры делительных окружностей зубчатых колес редуктора по формуле откуда:
Диаметры колес определены ранее.
В масштабе вычерчивается кинематическая схема зубчатого механизма. И проводится вертикальный луч . На этот луч горизонталями наносят проекции всех кинематических пар зубчатого редуктора. Затем произвольным отрезком например откладывается величина окружной скорости колеса 1. Луч определит линейные скорости точек колеса 1. Так как колесо 3 неподвижно то закон распределения линейных скоростей точек сателлита (колес 2 и 2) определит прямая которая отрезком ограничивает линейную скорость оси сателлита.
Линия определяет закон распределения окружных скоростей точек водила Н и колеса 4 отрезок устанавливает линейную скорость в зацеплении колес 4 и 5 а луч показывает картину скоростей точек колеса 5. Отрезок устанавливает линейную скорость в зацеплении колес 5 и 6 а луч показывает картину скоростей точек колеса 6.
Картина угловых скоростей звеньев зубчатого механизма включает горизонтальный луч Т-Т отрезок проведенный нормально к линии Т-Т и лучи S1 S2 Sh и S5 параллельные соответствующим линиями и картины линейных скоростей. Отрезки Р1 Р2 Ph и Р5 на горизонтали Т-Т позволяют рассчитать передаточные отношения угловые скорости и частоту вращения колес 1 2 h и 5:
Результаты расчетов частоты вращения колес внесены в таблицу листа 2 чертежей.
Артоболевский И.А.. Теория механизмов и машин. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Наука 1988. – 640 с.
Бурковский А.К. Теория механизмов и машин: Лабораторный практикум для студентов специальностей 5В071200 «Машиностроение» 5В071300 «Транспорт транспортная техника и технологии» 5В072400 «Технологические машины и оборудование» ВКГТУ. – Усть-Каменогорск 2014. – 64 с.
Бурковский А.К. Теория механизмов и машин: Методические указания и задания на курсовую работу для студентов специальностей 5В071200 «Машиностроение» 5В071300 «Транспорт транспортная техника и технологии» 5В072400 «Технологические машины и оборудование» Бурковский А.К. Елемес Д.Е. ВКГТУ. – Усть-Каменогорск 2014. – 52 с.
Бурковский А.К. Теория механизмов и машин: Практикум для студентов механических специальностей ВКГТУ. – Усть-Каменогорск 2007. – 50 с.
Левитский Н.И. Теория механизмов и машин: Учебное пособие для вузов. – М.: Наука 1990. – 592 с.
Марченко С.И. и др. Теория механизмов и машин. Серия «Сдаем экзамен». – Ростов-на-Дону: Феникс 2003. - 256 с.
Смирнов Г.А. Механика машин. Г.А.Смирнов. – М.: Высшая школа 1996. – 511с.
Попов С.А. Тимофеев Н.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: учебное пособие для ВУЗов К.В.Фролов. – М.: Высшая школа 2002. – 351с.
Фролов К.В. Попов С.А. Мусатов А.К. и другие. Теория механизмов и машин. Учеб. для втузов. – М.: Высш. школа 1987. – 496 с.
Юдин В.А. Петрокас Л.В. Теория механизмов и машин: Учебное пособие для вузов. 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. школа 1977. – 527с.
up Наверх