Курсовая работа по ТММ - рычажный механизм(1,2 лист с ПЗ)

Chertezh_tmm.cdw

Годограф скорости центра масс шатуна
Теоретический чертеж
Диаграмма перемещений ползуна Е
Диаграмма скоростей ползуна Е
Диаграмма ускорений ползуна Е

tm23.docx

Данные к оптимизации зацепления по изгибной прочности
Данные к оптимизации зацепления по износостойкости

Zubchatoe_zatseplenie.cdw

Диаграммы удельных скольжений
Диаграммы коэффициентов давления
Сложный зубчатый механизм
Зубчатое зацепление.
Таблица основных параметров

ПЗ лист 3.docx

3 СИНТЕЗ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
1 Выбор коэффициентов смещения
Число зубьев шестерни 14 из условия неподрезания ножки зуба зубчатая передача спроектирована положительной с коэффициентом суммы смещений
xΣ > 0. Делительное межосевое расстояние а мм:
где m – модуль m = 8 мм; z1 и z2 – число зубьев шестерни и колеса z1 = 14
Межосевое расстояние aw принято больше делительного с условиями: aw ≤ a+10; aw кратно 5 aw = 220 мм.
Основные геометрические параметры рассчитаны в программе ТМ21.
Делительный диаметр d мм:
где m - модуль зацепления; z - число зубьев шестерни или колеса.
Шаг зуба по дуге окружности p мм [1]:
Основной диаметр db мм [1]:
где α – угол профиля.
Величина высоты головки зуба ha мм:
где - коэффициент высоты головки зуба ( = 1).
Величина радиального зазора c мм:
где c* - коэффициент радиального зазора (c*= 025).
Высота ножки зуба hf мм:
Полная высота зуба h мм:
Диаметры вершин da мм:
где y – коэффициент уравнительного смещения.
Диаметры впадин df мм:
Угол зацепления inv aw:
Толщина зуба по окружности вершин Sa мм:
Коэффициент перекрытия a:
С помощью программы ТМ-21получены данные к оптимизации зацепления по изгибной прочности и по износостойкости которые представлены в приложении. Коэффициент суммы смещений хΣ = 1331.
По полученным данным к оптимизации зацепления по изгибной прочности построен график Sa1 = Sa1(x1) (рисунок 3.1) и проведена линия заострения Sa1доп = 025m. Точке пересечения графиков соответствует х1max = 084.
Рисунок 3.1 – Графики Sa1 = Sa1(x1) и Sа.доп = 025m
По полученным данным к оптимизации зацепления по износостойкости построены графики Σ1 = Σ1 (x1) и Σ2 = Σ2 (x1) (рисунок 3.2). Точке пересечения графиков соответствует х1опт = 065.
Рисунок 3.2 – Графики Σ1 = Σ1 (x1) и Σ2 = Σ2 (x1)
Основные параметры зацепления получены при помощи программы ТМ21 при х1 = 06.
Таблица 3.3 – Основные геометрические параметры зацепления
Параметры единицы измерения
Коэффициент смещения шестерни
Коэффициент смещения колеса
Коэффициент суммы смещений
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Угол зацепления град
Межосевое расстояние мм
Делительное межосевое расстояние мм
Делительный радиус шестерни мм
Делительный радиус колеса мм
Основной радиус шестерни мм
Основной радиус колеса мм
Начальный радиус шестерни мм
Начальный радиус колеса мм
Радиус вершин шестерни мм
Радиус вершин колеса мм
Радиус впадин шестерни мм
Радиус впадин колеса мм
Делительная толщина зуба шестерни мм
Делительная толщина зуба колеса мм
Основная толщина зуба шестерни мм
Основная толщина зуба колеса мм
Начальная толщина зуба шестерни мм
Начальная толщина зуба колеса мм
Толщина зуба по окружности вершин шестерни мм
Толщина зуба по окружности вершин колеса мм
Радиус окружности между rw и ra шестерни мм
Радиус окружности между rw и ra колеса мм
Толщина зуба по промежуточной окр. шестерни мм
Толщина зуба по промежуточной окр. колеса мм
Длина активной линии зацепления мм
Передаточное отношение
Коэффициент перекрытия
Принятый коэффициент смещения х1 находится в пределах х1min = 03 и х1ma Sa2 =593 мм) больше 025m (225 мм) из условия незаострения. Коэффициент перекрытия α = 131.
2 Построение картины эвольвентного цилиндрического зацепления
а) На поле чертежа изображена точка О1 — центр вращения шестерни.
б) Проведена межосевая линия О1О2 в масштабе М 25:1.
в) Основные окружности вычерчены радиусами rb1 и rb2.
г) Проведена общая касательная к обеим основным окружностям. Расстояние между точками касания В1В2 — линия зацепления.
д) Точка пересечения межосевой линии и линии зацепления обозначена W - полюс зацепления.
е) Радиусами О1W и О2W проведены начальные окружности перекатывающиеся друг по другу без скольжения.
ж) По компьютерной распечатке построен полный эвольвентный профиль. Для этого от полюса зацепления W отложена по дуге начальная толщина зуба sw и разделена пополам. Точка деления соединена с центром вращения получена ось симметрии зуба. От оси симметрии отложены половины толщин зуба по окружностям вершин sa промежуточной sy делительной s и основной sb получены точки рофиля зуба которые соединены плавной кривой. Построены 3 зуба на шестерне и колесе. Эвольвенты окружности впадин сопряжены кривой радиуса pf.
з) На линии зацепления В1В2 отмечены точки пересечения А1 и А2 с окружностями вершин. А1 А2 — активная линия зацепления длиной .
и) Вычерчены профили зубьев штриховыми линиями в момент их входа в зацепление и выхода из зацепления (в точках А1 и А2).
к) На одном зубе вычерчена постоянная хорда и высота зуба до постоянной хорды .
л) На шестерне показана длина общей нормали W.
м) На чертеже обозначены буквами характерные точки. Все геометрические параметры показаны буквенными обозначениями.
н) Приведена таблица с основными параметрами: m z1 z2 x1 x2 y Δy a aw α .
Второе значение коэффициента перекрытия найдено графическим путем формуле:
где ga – расстояние между точка А1А2 разделённое на масштаб.
Эвольвентное зацепление представлено на чертеже ТММ.ММ311.03.03.00 ТЧ.
3 Построение диаграммы удельного скольжения
Данные для построения диаграммы удельного скольжения рассчитаны с помощью программы ТМ21 (таблица 3.4):
где g — длина линии зацепления В1В2 мм; х -расстояние отсчитываемое от точки В1 мм;
Диаграмма удельного скольжения построена в масштабе мм [1]:
где - ордината диаграммы мм - относительное скольжение.
Абсциссы диаграммы ограничены активной линией зацепления А1А2. За ее пределами диаграммы показаны штриховыми линиями. Пространство между линиями и характеризует суммарное скольжение профилей друг относительно друга. Положительная часть диаграмм соответствуют скольжению на головках отрицательная - на ножках зубьев.
Таблица 3.4 – Относительные скольжения колеса и шестерни удельное давление
Расстояние х мм от точки B1
Относительное скольжение шестерни
Относительное скольжение колеса
4 Построение диаграммы удельного давления
Данные для построения диаграммы удельного давления γ рассчитаны по формуле (3.21) с помощью программы ТМ21 (таблица 3.4):
Диаграмма удельного давления строится в масштабе мм [1]:
где - максимальная ордината диаграммы - максимальное удельное давление.
Реальные очертания диаграмма имеет в пределах активной линии зацепления А2А1 в зонах двухпарного зацепления определяемых размером основного шага pb откладываемого от точек А2 и А1 в пределах активной линии зацепления ординаты разделены пополам.
5 Блокирующий контур
Выбран блокирующий контур с ближайшими меньшими значениями z1 и z2 (z1 = 14 z2 = 38) который представлен на чертеже ТММ.ММ311.03.03.00 ТЧ.
Точки расположенные правее линии А–А определяют коэффициенты смещения при которых 1.
Линии В–В С–С D–D Е–Е определяют коэффициенты при которых будет происходить заклинивание зубьев: линии В–В и С–С — линии интерференции колеса линии D–D и Е–Е — шестерни.
Линия F–F определяет неподрезание зубьев шестерни линия G–G — колеса. Линии L–L и N–N определяют границы заострения зубьев sa1 = 0 и sa2 = 0.
Кривая А`-A` соответствует = 12.
Каждая из линий x1 min и x2 min делит контур на 2 части: левее линии x1min будут подрезаны зубья шестерни а ниже линии x2min — колеса.
6 Контрольные параметры
Контрольные параметры рассчитаны с помощью программы ТММ21 по формулам (3.21) – (3.24) и занесены в таблицу 3.5.
Расчетное число зубьев в длине общей нормали для прямозубых колес zw [1]:
где х — угол профиля в точке на концентрической окружности диаметра dx.
Длина общей нормали W мм [1]:
W = ( (zw – 05) + 2x tg – z inv) mcos. (3.22)
Длина постоянной хорды мм [1]:
= m (05 cos2 + x sin2). (3.23)
Высота до постоянной хорды мм [1]
= 05(da – d – tg). (3.24)
Рисунок 3.3 – Контрольные параметры
Рисунок 3.4 – Контрольный параметр W
Таблица 3.5 – Контрольные параметры
Параметры шестерни m = 8 мм; z1 = 14
Число зубьев общей нормали
Длина общей нормали мм
Длина постоянной хорды мм
Высота до постоянной хорды мм
Параметры колеса z2 = 38
СИНТЕЗ ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА
1 Подбор числа зубьев
Числа зубьев и оптимальные по габаритам размеры получены из компьютерных расчётов сделанных в программе ТММ12-7 таблица 4.1.
Таблица 4.1 – Основные параметры планетарного механизма
Эпигипоциклический механизм
Число зубьев центрального колеса 1
Число зубьев сателлитов 2 в зацеплении с колесом 1
Число зубьев сателлитов 2’ в зацеплении с колесом 3
Число зубьев центрального колеса 3
Передаточное отношение
Отклонение передаточного отношения
) 20+ 44 = 86 – 22; 64 = 64;
) = 1 + 44 86(2022) = 96;
) = 20 — целое число;
) интерференции нет.
Все условия выполнены.
Отклонение i = -283% 4%.
Общее передаточное отношение редуктора:
Радиусы колёс и шестерён определены по формуле:
Радиус центрального колеса 1рассчитан по формуле (4.2) при m = 4 мм и z = 20 получено r = 40мм.
Радиус сателлитов 2 в зацеплении с колесом 1 рассчитан по формуле (4.2) при m = 4 мм и z = 44 получено r = 88 мм.
Радиус сателлитов 2’ в зацеплении с колесом 3 рассчитан по формуле (4.2) при m = 4 мм и z = 22 получено r = 44 мм.
Радиус центрального колеса 3 рассчитан по формуле (4.2) при m = 45 мм и z = 86 получено r = 172мм.
Радиус шестерни рассчитан по формуле (4.2) при m = 8 мм и z = 14 получено r =56 мм.
Радиус колеса рассчитан по формуле (4.2) при m = 8 мм и z = 38 получено
Сложный зубчатый механизм построен в масштабе l = 03 мммм.

ТММ 1 лист.ПЗ.docx

1 РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ
Структурный анализ – заключается в отсоединении групп Ассура по заданной схеме механизма.
Число степеней свободы определяют по формуле Чебышева:
где n - число подвижных звеньев n = 5; p1 - число низших кинематических пар p1 = 7; p2 - число высших кинематических пар p2 = 0.
Рычажный механизм пресса имеет одно начальное звено.
Отсоединены группы Ассура наиболее удаленные от начального звена 2 – 3 и 4 – 5. Они образуют в отдельности группу Ассура II класса 1 – го вида (II1) и группу II класса 2 – го вида (II2). Остается один начальный механизм (рисунок 1.1) I класса (I).
Формула построения механизма: I (1) – II1 (23) – II2 (45). Рычажный механизм - II класса.
Рисунок 1.1 – Группы Ассура
План положений – кинематическая схема выполненная в масштабе.
Масштаб плана положений:
где АВ – длина отрезка изображающего длину звена АВ= 35 мм; lАВ – длина звена АВ lАВ =014 м.
Вычерчена окружность радиуса AB и поделили ее на 12 частей. Из точки А по горизонтали проведена горизонтальная прямая х из ее конца по вертикали в верх проведена прямая у и в этом месте ставили точку D. Из точек В и D проведены окружности соответствующих радиусов и поставлена точку С. Из точки С проведена окружность радиуса СЕ до направляющей y-y и там поставлена точка Е.
Из теоремы сложения скоростей известно что абсолютная скорость точки твердого тела равна геометрической сумме скоростей переносного и относительного движений:
где – абсолютная скорость искомой точки; – переносная скорость;
- относительная скорость.
Первую систему уравнений составляем для группы Ассура 2-3:
По скорости B выбран масштаб планов скоростей:
План скоростей построен в масштабе в следующем порядке: выбрано положение полюса p плана скоростей. Из этого полюса перпендикулярно звену АВ проведен отрезок рb. Затем через полюс проведено направление скорости на этом участке находим точку s3 исходя их того что CS3 = 05CD. Из точки b перпендикулярно звену ВС проведено направление скорости и получаем точку с. На векторе bc найдена точка s2 исходя из того что BS2 = 05BC. Через p и s2 проведен вектор который обозначает скорость . Из плана скоростей нашли действительное значение скоростей путем деления величины векторов на масштаб
Зная скорость находим угловую скорость звена 2:
Зная скорость находим угловую скорость звена 3:
Во втором уравнении системы скорость уже известна по направлению и величине – перпендикулярно звену СЕ – равна нулю а скорость – параллельна направляющей x - x.
План скоростей для группы Асура 4-5 построен аналогично плану группы
Асура 2-3. Из полюса p проведена линия параллельная направляющей x - x. А из точки c проведена прямая параллельная звену СЕ до пересечения с x – x. В пересечении получена искомая точка е. На отрезке се нашли точку s4 исходя из того что сs4 = 05се и из полюса проведена прямая соединяя эти точки.
Из плана определили значение скоростей:
Зная скорость находим угловую скорость звена 4:
Система векторных уравнений для искомой точки С группы Асура 2-3:
где аB - линейное ускорение точки B мс2; - относительное нормальное ускорение; - относительное тангенциальное ускорение.
По ускорению аВ выбран масштаб плана ускорений:
План ускорений построен в масштабе a в следующем порядке: выбрали положение полюса плана ускорений. Из этого полюса провели вектор длиной b (направлен к оси вращения кривошипа). Затем из точки b построили вектор bn1 который направлен вдоль коромысла. Через точку n1 проведена прямая перпендикулярно bn1 . Через полюс проведен вектор длиной n2 (направлен к оси вращения шатуна). Через точку n2 проведена прямая перпендикулярно n2 в пересечении получили искомую точку с. На векторе cb находим точку S2 исходя из того что bS2 = 05bc. Из плана ускорений нашли действительное значение ускорений путем деления величины векторов на масштаб
Система векторных уравнений группы Асура 4 – 5:
где ас – линейное ускорение точки C мс2; – относительное нормальное ускорение; – относительное тангенциальное ускорение; – относительное ускорение.
Из точки с провели вектор длиной сn3 (направлен к оси вращения шатуна). Через полюс проведена прямая параллельная x – x. Через точку n3 проведена прямая перпендикулярно сn3 в пересечении с x – x получили искомую точку е. На векторе cе находим точку S4 исходя из того что сS4 = 05cе. Из плана ускорений нашли действительное значение ускорений путем деления величины векторов на масштаб
5 Метод кинематических диаграмм
Диаграмма перемещенийпостроена в масштабе:
Текущие значения перемещений отсчитываем от крайнего верхнего положения ползуна с плана положений механизма.
Масштаб времени t ммс:
где 1 – угловая скорость 1= – 11 радс; Т – отрезок на оси абсцисс соответствующий времени одному повороту кривошипа Т = 180 мм.
Диаграмму скорости vE= vE(t) строим методом графического дифференцирования располагая ее под диаграммой sE = sE(t). На продолжении оси абсцисс диаграммы vE = vE(t) влево от начала координат откладываем отрезок дифференцирования 9 - Р1 = H1 = 50 мм. Далее в соответствии с методом секущих из точки Р1 проводим лучи Р11’ Р12’ параллельно хордам кривой sE = sE(t) соответствующих участков. Эти лучи отсекают на оси ординат отрезки пропорциональные средней скорости vE на соответствующем участке диаграммы. Полученные отрезки откладываем на средних ординатах участков. Соединяя полученные точки плавной кривой получаем диаграмму скорости vE = vE(t).диаграммы скоростей в мм(м·с-1):
Аналогично выполняем повторное дифференцирование для построения диаграммы аE =aE(t)в масштабе а:
6 Аналитический метод кинематического анализа
Угловая скорость кривошипа:
lBS2 = 0098 м lDS3 = 0105 м lCS4 = 028 м.
6.2 Алгоритм расчета
Рисунок 1.2 – Расчетная схема
Предварительно определены коэффициенты длин звеньев:
Направляющие углы определены по формулам:
Для приведения вторых слагаемых уравнений (4.44) и (4.45) к виду удобному для ввода в ЭВМ использовали выражение:
Угловые скорости звеньев 2 и 3:
После их повторного дифференцирования определены угловые ускорения:
Линейные скорости точек звена 3:
Линейные ускорения точек звена 3:
Выражения для определения проекций скоростей на координатные оси:
Ее направление определено с учетом угла (рис. 1.2):
В результате дифференцирования уравнений (4.31) и (4.32) получены ускорения:
Результирующее ускорение:
Его направление определяется углом
Распечатка компьютерных данных сделанных в программе
Данные к оптимизации зацепления по изгибной прочности
Данные к оптимизации зацепления по износостойкости
Построение годографа S4
Годограф – графическое изображение векторов с изменяющимися направлениями в полярных координатах.
В выбранном масштабе длины отрезков годографа определены по формуле:
Векторы отложены в одну точку с планов скоростей в том же положении. Их концы снабжены стрелками и номерами позиций и соединены плавной кривой которая и является годографом.
8. Силовой расчет диады 4-5
G1 = m1 g = 57 · 981 = 55917 Н.
G2 = m2 g = 16 · 981 = 15696 Н.
G3 = m3 g = 22 · 981 = 21582 Н.
G4 = m5 g = 90 · 981 = 882 Н.
G5 = m5 g = 430 · 981 = 4214 Н.
FИ2= m2 аS2 = 16·1205 = 1928 Н.
FИ3 = m3 аS3 = 22· 46 = 10105 Н.
FИ4 = m4 аS4 = 90 · 598 = 5379 Н.
FИ5 = m5 аЕ = 430 ·366 = 1572 Н.
МИ2 = IS2 2 = 06·454 = 2724
МИ3 = IS3 3 = 13·262 = 3406.
МИ4 = IS3 3 = 37·1031 = 3816.
Fс1 = 1300 Н и Fс2 = 3700 Н по графику сил сопротивления.
8.2 Силовой расчет диады 4-5
Моментное уравнение относительно точки Е:
Векторное уравнение диады 4-5:
Масштаб плана сил F ммН:
Из построенного плана сил определяем реакции и :
Векторное уравнение для определения реакции R54:
По плану сил определяем реакцию R45:
8.3 Силовой расчет диады 2-3
Моментные уравнения относительно точки C:
Векторное уравнение диады 2-3:
Определяем длины отрезков:
Из построенного плана сил определяем реакции:
8.4 Силовой расчет начального механизма
Моментное уравнение относительно точки A:
Векторное уравнение для звена 1:
Из плана сил определяем реакцию :
Векторное уравнение для звена 2:
Из плана сил замыканием части силового многоугольника находим вектор R24 и определяем модуль реакции:
Мощности движущих сил:
где - уравновешивающий момент;
Мощность сил трения складывается из потерь на трение в поступательных и вращательных парах:
где k – число поступательных кинематических пар k = 1; m – число вращательных пар m = 5; R – реакции в кинематических парах; f – коэффициенты трения fп = 01 fв = 008; r – относительные линейные скорости; r - относительные угловые скорости; r – радиус шарнира во вращательной паре.
Относительные угловые скорости:
Суммарная мощность сил трения:
Мгновенная мощность:
где мощность движущих сил; мощность сил трения.