Проектування важільного кулісного механізму

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Реферат

Вступ

Розділ 1. Структурне та кінематичне дослідження важільного механізму

1.1 Структурне дослідження важільного механізму

1.2.Кінематичний аналіз механізму

1.2.1 Побудова кінематичної схеми та 12-ти планів положення механізму

1.2.2 Побудова планів швидкостей

1.2.3 Визначення кутових швидкостей

1.2.4 Побудова планів прискорень

1.2.5 Визначення кутових прискорень

1.2.6 Кінематичні діаграми вихідної ланки

Розділ 2. Силовий розрахунок важільного механізму

2.1 Визначення модулів сил тяжіння, сил інерції і моментів інерції ланок механізму

2.2 Визначення реакцій

2.3 Силовий розрахунок механізму 1-го класу

2.4 Визначення зрівноважувальної сили за методом М. Є. Жуковського

2.5 Визначення похибки зрівноважувальної сили

Розділ 3. Динамічний та кінематичний синтез зубчатого зачеплення

3.1 Визначення геометричних розмірів зубчатого колеса

3.2 Побудова геометричної картини зачеплення

3.3 Побудовадіаграми коефіцієнта питомого ковзання

3.4 Визначення коефіцієнту перекриття передачі

Список використаних джерел

Реферат

В даному курсовому проекті з теорії механізмів та машин проектується та досліджується важільний кулісний механізм (дивись сторінку 2). Завданням передбачені чотири розрахунки важільного механізму: структурний та кінематичний, силовий розрахунок, а також розрахунок кулачкового та зубчастого механізмів, причому кожному з розрахунків відповідає аркуш графічної частини проекту.

В першому розділі (аркуш 1 графічної частини) - структурний та кінематичний розрахунок важільного механізму -- визначається клас і порядок механізму, для чого він розбивається на групи Ассура, та виписується структурна формула будови механізму. Потім будується схема механізму, плани швидкостей та прискорень його ланок, а також кінематичні діаграм» руху точки заданої ланки.

В розділі 2 (аркуш 2 графічної частини) - силовий розрахунок механізму - визначаються модулі сил тяжіння, сил інерції і моментів інерції ланок механізму, проводяться розрахунки другої приєднаної групи Ассура, потім першої приєднаної групи Ассура, механізму 1-го класу, визначається зрівноважувальна сила за методом М.Е.Жуковського та похибки зрівноважувальної сили.

В третьому розділі (аркуш 3 графічної частини) - проектування кулачкового механізму -- будуються кінематичні діаграми руху штовхача заданого виду за заданим законом, визначається мінімальний радіус кулачка і будується теоретичний профіль кулачка.

Пояснювальна записка, в якій проводяться всі необхідні розрахунки, наведена нижче.

Ключові слова курсового проекту:

ВАЖІЛЬНИЙ МЕХАНІЗМ, КІНЕМАТИЧНА ПАРА, ГРУПА АССУРА, ШВИДКІСТЬ, ПРИСКОРЕННЯ, КІНЕМАТИЧНА ДІАГРАМА, СИЛА ТЯЖІННЯ, СИЛА ІНЕРЦІЇ, МОМЕНТ ІНЕРЦІЇ, зрівноважувальна сила, ЗАЧЕПЛЕННЯ, КОВЗАННЯ, КОЕФІЦІЄНТ ПЕРЕКРИТТЯ.

Вступ

Для полегшення своєї трудової діяльності людина використовує пристрої, які отримали назву «машина». Вони необхідні для виконання роботи, пов'язаної з виробничими процесами, з транспортуванням матеріалів і виробів, з процесом перетворення енергії, для керування рухомими системами, для проведення логічних операцій і т.д. Будь - яка робоча машина може працювати тільки в тому випадку. коли вона поєднана з двигуном і знаходиться під його впливом. Двигун і поєднана з ним машина називається машинним агрегатом.

Механізм - штучно створена система тіл, призначена для перетворення руху одних тіл в потрібний рух інших тіл. Існують механізми, які перетворюють обертовий рух в поступальний, поступальний в обертовий, поступальний в поступальний або обертовий в обертовий.

Будова і взаємодія пов'язаних систем рухомих і робочих органів, вельми різноманітних та іноді доволі складних, підлягає певним законам, які вивчаються при аналізі та синтезі механізмів.

Після вивчення структури і кінематичного аналізу механізму проводиться його силовий розрахунок та розрахунок окремих частин механізму на міцність.

При рішенні задач курсу теорії механізмів і машин у більшості випадків достатньо користуватися кінематичними схемами. Але завжди треба мати на увазі реальні системи, які відображаються цими схемами.

Даний курсовий проект включає в себе структурний і силовий аналіз, кінематичне і кінетостатичне дослідження механізму, а також синтез зубчастого зачеплення.

1. СТРУКТУРНЕ ТА КІНЕМАТИЧНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ

1.1 Структурне дослідження важільного механізму

Визначаємо ступінь вільності механізму по формулі П. Л. Чебишова:

W = 3n - 2р5 - 1р4 , (1.1)

W = 3*3 - 2*4 - 0 = 1.

де n = 2 - число рухомих ланок механізму;

р5 = 3 - кількість кінематичних пар п'ятого класу;

р4 = 0 - кількість кінематичних пар четвертого класу.

Розкладемо механізм на групи Ассура. Дані структурного дослідження зведемо в табл. 1.1.

Таблиця 1.1. Структурне дослідження механізму

Схематичне позначення груп Ассура	Клас	Порядок	Вид
1 О	I	-	-
	2	2	2

Формула побудови механізму буде:

(1.2)

Виконуємо структурний аналіз кінематичних пар. Результати аналізу зводимо в табл. 1.2.

Таблиця 1.2. Аналіз кінематичних пар

Умовне позначення КП	О	А	B	D
Вид КП	оберт.	оберт.	оберт.	поступ
Номер ланок з яких утворились КП	0-1	1-2	2-3	3-0
Клас КП	5	5	5	5

1.2 Кінематичний аналіз механізму

1.2.1 Побудова кінематичної схеми та 12-ти планів положення механізму

Відома довжина шатуна:

lАB=0,16м. (1.3)

Синтезуємо заданий кривошипно-повзунковий механізм через задане співвідношення:

звідки lOA = lAВ*sinи = 0,16*sin 13,35 = 0.16*0.23 = 0,0368м. (1.4)

Масштаб схеми. Приймаємо l = 0,001 м/мм, тоді відрізок ОА

ОА = lОА / l = 0,0368 / 0,001 = 36,8 мм. (1.5)

АВ= lAB / l =0,16/0.001=160 мм.

Для побудови 12 положень ланок механізму розділяємо траєкторію, яку описує точка А кривошипа, на 12 частин. Положення механізму, при якому ланка 3 займає крайнє праве положення, приймаємо за початкове.

1.2.2 Побудова планів швидкостей

Побудову починаємо від вхідної ланки (ОА).

Векторне рівняння для побудови планів швидкостей ланок 2 і 3

де VА - швидкість точки А кривошипу ОА. Її величина рівна:

1 = = 3.14*4500 / 30 = 471 рад/с (1.7)

VА = 1 * lОА =471 * 0,0368 = 17,33 м/с. (1.8)

З точки р, яку приймаємо за полюс плану швидкостей, відкладаємо в напрямку обертання кривошипа вектор швидкості

VА : ра= 50 мм; ра ОА. (1.9)

Масштаб планів швидкостей

де VВА - швидкість точки В ланки 2 при обертовому русі відносно точки А направлена перпендикулярно вісі ланки АВ;

VВ - швидкість точки В повзуна 3, направлена вздовж вісі ОВ.

З точки а проводимо лінію, перпендикулярну осі ланки АВ, а з полюса р - лінію, паралельну вісі ОВ. Точка b перетину цих ліній дає кінець вектора швидкості VВ.

Швидкості точки S2 знаходимо за правилом схожості. Знайдену точку S2 зєднуємо з полюсом р.

Дійсні значення швидкостей точок для 4-го положення:

VВ = V*рb= 0,346• 38,9 = 13,46 м/с; (1.11)

VВА = V*аb= 0, 346 • 25.38 = 8,78 м/с; (1.12)

VS2 = V* рS2 = 0, 346 •44,81 = 15,5 м/с; (1.13)

1.2.3 Визначення кутових швидкостей

Знаходимо кутові швидкості шатуна для 12 положень і заносимо одержані значення в табл. 1.3.

BA = VВА / l ВА. (1.14)

BA = 8,78 / 0,16 = 54,88 рад/с.

Для 4-го положення

Таблиця 1.3. Швидкості точок і кутові швидкості

Параметри	Номера положень механізму
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Vb, м/с	0	7,14	13,46	17,30	16,50	10,16	0	10,16	16,50	17,30	13,46	7,14
Vba, м/с	17,30	15,05	8,78	0,00	8,78	15,05	17,30	15,05	8,78	0,00	8,78	15,05
Vs, м/с	12,03	12,68	15,50	17,30	16,50	13,38	6,06	13,38	16,50	17,30	15,50	12,68
щab, c-1	108,13	94,09	54,88	0	54,88	94,09	108,13	94,07	54,88	0	54,88	94,09

1.2.4 Побудова планів прискорень

Побудову плану прискорення проводимо для 4 положення механізму. Кривошип обертається з постійною кутовою швидкістю 1 = 471 рад/с.

аА = 12 * lОА = 4712* 0,0368 = 8163,74 м/с2. (1.15)

З довільної точки - полюса прискорень проводимо вектор а паралельно ланці ОА від точки А до точки О; а = 100 мм.

Масштаб плану прискорень

А = аА / а = 8163,74 / 100 = 81,63 . (1.16)

Векторне рівняння для побудови планів прискорень ланок 2,3

аВ = аА + апВА + аtВА , (1.17)

де аА - нормальне прискорення, направлено від точки А до точки О паралельно АО;

аВ - прискорення повзуна 3, ? ОВ

Чисельні значення прискорень точок В і S2, а також величини прискорення аtВАзнайдемо за формулами:

аtВА=А *пb =81,63 *87,07 = 7107,52 м/с2 (1.18)

Таблиця1.4. Значення прискорень механізму, м/с2

	аtВА	аВА	аS2	аВ	пВА
4	3235,81	7118,95	5954,9	7150,08	326,52
5	3941,09	4194,96	7869,13	8040,5	1436,68
10	7098,54	7114,87	6337,75	4891,26	489,78

1.2.5 Визначення кутових прискорень

Знаходимо кутові прискорення по формулі

АВ = аВА t / lВА. (1.19)

Для 4-го положення

4 =6713,09 / 0,16= 44432,18 рад/с2.

Для 5-го положення

5 = 24631,81 рад/с2.

Для 10-го положення

10 = 44365,87 рад/с2.

Для визначення напрямку кутового прискорення мислено переносимо вектор аВАt в точку А. Вважаючи точку О нерухомою, замічаємо напрямок повороту ланки.

1.2.6 Кінематичні діаграми вихідної ланки

Вичислюємо масштаби графіка переміщень:

S = l = 0,001 м/мм; (1.20)

t =2/L =2*3,14/471 *126,75 =0,000105 с/мм. (1.21)

Криволінійні ділянки графіка переміщень заміняємо хордами 0*-1*, 1*-2* і т.д. Проводимо прямокутні осі V і t. Ось t подовжуємо вліво від осі ординат.

Вибираємо довільної довжини полюсну відстань Н1 = 20 мм. З полюса р проводимо нахилені прямі р-1, р-2 і т.д., паралельні хордам. З середини інтервалів 0-1, 1-2 і т.д. проводимо перпендикуляри до осі абсцис (штрихові). З точок 1, 2 і т.д. проводимо прямі паралельні осі абсцис до перетину їх з відповідними перпендикулярами. Одержуємо точки 1, 2 і т.д. З'єднуємо їх плавною кривою.

Масштаб графіка швидкостей

V = S / (t Н1) = 0,001 / (0,000105*20) = 0,475 м/с /мм. (1.22)

Графік прискорень. Будуємо аналогічно графіку швидкостей при

Н2 = 20 мм. Масштаб графіка прискорень

А = V / (t Н2) = 0,475 / (0,000105*20) = 225,92 м/с2 / мм. (1.23)

2. Силовий розрахунок важільного механізму

2.1 Визначення модулів сил тяжіння, сил інерції і моментів інерції ланок механізму

Будуємо план механізму для 4-го положення в масштабі l = 0,001 м/мм.

Визначення маси ланок.

m1=2m2=2,88 кг;

m2 = 1,44 кг;

m3 = 0,474 кг; Визначення сил тяжіння ланок.

G2 = m2*g = 1,44* 9,81 = 26,39 Н; (2.1)

G3 = m3*g = 0,474 * 9,81 = 8,71 Н.

Визначення сил інерції і моментів інерції ланок:

Fі2 = - m2 * aS2 = -1,44 * 5989,19= -8624,44 Н; (2.2)

Fі3 = - m3 * aВ = - 0,474 * 7150,08 = - 2846,06 Н; (2.3)

Мі2 = - ІS2 * 2 = - 0.00626 * 44688,06 = 280,05 Н*м. (2.4)

де: ІS2 = m2*p2 = 1,44 * 0.00435 =0.00626 кг*м2 (2.5)

2.2 Визначення реакцій в групі Ассура 2-го класу 2-го порядку 2-го виду

Прикладаємо до ланок 2,3 всі відомі сили та моменти. Виконуємо заміну сили та моменту інерції однією результуючою силою F/і2, для чого визначаємо плече:

H = Мі2/ Fі2*l = 280,05/8624,44*0,001 = 32,47 мм. (2.6)

Дію ланки 1 та стійки 4 заміняємо невідомими реакцією та останню з яких розкладаємо на дотичну та нормальну складові. З суми моментів всіх сил, які діють на ланку 2 визначаємо R12t:

М(F) = 0,

R12t * АВ - G2*hG2 - Fі2*hi2 = 0, (2.7)

R12t = (G2*hG2 + Fі2*hi2) / АВ =(14.12*20.83 + 8624.44*120.58) / 160 = 6501.43 Н.

Векторне рівняння рівноваги ланок 2,3

R12t + R12n + G2 + G3 + Fі2 + Fі3 + R43+P3. = 0. (2.8)

Побудова плану сил. В масштабі F = 50 Н / мм послідовно відкладаємо всі сили. Отримані значення реакцій: R12 = 172.8 * 50 = 8640 Н;

2.3 Силовий розрахунок механізму 1-го класу

Прикладаємо до ланки 1 силу R21 = - R12, а також невідому зрівноважуючу силу Fвр , яка направлена перпендикулярно кривошипу О1А.

R12* h21 - Fвр *ОА = 0, (2.9)

Fвр = R12* h21 / ОА = 8640*13.54 / 36.8 = 3161.77Н.

2.4 Визначення зрівноважу вальної сили за методом М.Є. Жуковського

Будуємо повернутий на 900 план швидкостей. В однойменні точки плану переносимо всі зовнішні сили (без масштабу), які діють на ланки механізму, а також врівноважуючи силу Fвр .

Рівняння моментів всіх сил відповідно полюса р плану швидкостей

Мр(F) = 0; (2.10)

Fвр' = Fі2*hi2 + G2*hG2 - ( - Fі3+P+ G3)*рb/ ра; (2.11)

Fвр'=8624,44*43,54+26,39*167,05-((-2846,06)+ 1444,96+8,7)*179,35/200=3141,59 Н.

2.5 Визначення похибки зрівноважу вальної сили

Похибка зрівноважу вальної сили:

3.Синтез зубчастого механізму

3.1 Визначення геометричних розмірів зубчастого зачеплення

Задано z1=12; Z2=13; m=3мм.

Передатне число:

U12===1,083 (3.1)

Оскільки 20.479, =0.423

Інволюта кута зачеплення:

inнw= (3.2)

де: Ј=20°- кут профілю рейки;

inнa=inн20°=0.0149- евольвентна функція 20°.

Отже, тоді за inн aw=0.041168мм, aw=27°35'

Міжцентрова відстань передачі:

(3.3)

Радіуси початкових тіл:

rw1=мм

rw2 === 20.63 мм (3.4)

Радіуси ділильних кіл:

= 18 мм

(3.5)

Радіуси основних кіл

rв1 = r1 *cos =18 * 0.9394 = 16.91 мм (3.6)

rв2 = r2 *cos =19.5 * 0.9394 = 18.32 мм

Радіуси кіл вершин: (3.7)

де:

Радіуси кіл западин: (3.8)

Крок зачеплення по ділильному колу:

(3.9)

Товщини зубців по ділильному колу: (3.10)

3.2 Побудова геометричної картини зачеплення

Проводимо лінію центрів і відкладаємо в прибраному мірилі aw. З точок О1 та О2 проводимо початкові кола, що повинні дотикатися одне до одного в полюсі зачеплення p. Через точку p проводимо загальну дотичну Т-Т, до якої під кутом аw проводимо лінію зачеплення N-N у точках N1 та N2 - теоретична лінія зачеплення. Ділимо відрізки N1-o і N2-p на 4 рівні відрізки і будуємо евольвенти для обох коліс. Для цього від точки N1 відкладаємо на основному колі хорди N1-3',3'-2',2'-1',1'-0, відповідно рівні відрізкам N- 3,3-2,2-1,1-0. З'єднуємо точки 1', 2' ,… і т.д. з центром О1 і до лінії О1-1', О1-2',… і т.д. проводимо перпендикуляри на яких відкладаємо таку кількість відрізків, який номер перпендикуляра. Побудова евольвенти для колеса аналогічна.

Далі проводимо кола радіусами , , , . Точки перетину кіл вершин з N-N дадуть практичну лінію зачеплення.

Від полюса p за ділильними колами відкладаємо крок зачеплення і товщини зубів. Бокові профілі інших зубців будуємо за шаблоном.

Побудова діаграми коефіцієнта питомого ковзання

Будуємо діаграму питомих ковзань. Підраховуємо питомі ковзання профілів зубців шестерень:

1 = 1 - (3.11)

2 = 1 -

Таблиця 3. Отримані розрахункові дані

x	X=0	X1=2.5	Х2= 5	X2 =АП	Х3=10	X2 =12.5	X3 =15	X=g
U1	?	-4.8	-1.44	0	0,24	0,577	0,80	1
U2	1	0,82	0,59	0	-0,31	-1.36	-4,03	?

Масштаб діаграм:

= = 0,025 м/мм (3.12)

3.4 Визначення коефіцієнту перекриття передачі

Коефіцієнт перекриття за кресленням:

а = = 2.25 (3.13)

Список використаних джерел

важільний кулісний механізм

1.Теорія механізмів і машин. Конспект лекцій: Навчальний посібник /Арендаренкою-Полтава ПДАА,2007-220 с.

2.Теория механизмов и машын: Методические указания по изуению дисциплины и выполнения курсового проекта/ВСХИЗО; Сост.В.А. Пономарёв. М.,1989.83 с.

3.Кореняко А.С. Курсовое проектирвания потеории мехнизмов и машин. М.,1970.

4.Методичні вказівки до виконаня курсового проекту до дисципліні «Теорія механізмів і машин»/Укладачі Арендаренко В. М., Назаренко О.О.-Полтава, ПДАА, 2007.

Размещено на Allbest.ru

...