Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТРАНСПОРТА

Кафедра «Детали машин, путевые и строительные машины»

Курсовой проект: «Механизм комбайна»

По дисциплине: «Теория машин и механизмов»

Выполнил:

студент группы МС-31

Кресов О.А.

учебный шифр 79

Проверил:

преподаватель

Бочкарев Д.И.

2007



Содержание

Задание

Введение

1. Проектирование рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения

1.1 Определение структуры, степени подвижности и класса механизма

1.1.1 Определение числа степеней свободы механизма

1.1.2 Определение структуры, класса механизма, и порядка групп Ассура входящих в его состав

1.2 Построение планов положений механизма

1.3 Построение планов скоростей

1.4 Построение графиков моментов сил сопротивления и движущих сил, приведенных к ведущему звену, в зависимости от угла поворота для цикла установившегося движения

1.5 Построение диаграммы работ сил сопротивления

1.6 Построение диаграммы избыточных работ или графика изменения кинетической энергии механизма

1.7 Построение графика приведенного к ведущему звену момента инерции механизма в зависимости от угла поворота звена приведения для установившего движения

1.8 Построение диаграммы “энергия-масса”

1.9 Определение величины момента инерции маховика

1.10 Определение геометрических размеров маховика

2. Силовой расчет рычажного механизма с учетом динамических нагрузок

2.1 Построение плана положения

2.2 Построение плана скоростей

2.3 Построение плана ускорений

2.4 Определение инерционных нагрузок звеньев

2.5 Определение реакций в кинематических парах и нахождение уравновешивающей силы

3 Построение картины эвольвентного зацепления

3.1 Расчет эвольвентных колес внешнего зацепления

3.2 Построение нормального эвольвентного зацепления



Задание

Механизм комбайна



Введение

Теория механизмов и машин (ТММ)- наука об общих методах исследования свойств механизмов и машин и проектирования их схем. Курс ТММ входит в общетехнический цикл дисциплин, формирующих знания инженеров по конструирования, изготовлению и эксплуатации машин.

Машина осуществляет свой рабочий процесс посредством выполнения закономерных механических движений. Носителем этих движений является механизм. Следовательно, механизм есть система твердых тел, подвижно связанных путем соприкосновения и движущихся определенным, требуемым образом относительно одного из них, принято за неподвижное.

Важность курса теории механизмов машин подготовки инженеров конструкторов, проектирующих новые механизмы и машины, очевидна, так как общие методы синтеза механизмов, излагаемые в курсе дают возможность не только находить параметры механизмов по заданным кинематическим и динамическим свойствам, но и определять их оптимальные сочетания с учетом многих дополнительных условий.

Большое значение курс ТММ имеет для подготовки инженеров - механиков по технологии изготовления и эксплуатации машин, так как знание видов механизмов и их кинематических и динамических свойств необходимо для ясного понимания принципов работы отдельных механизмов их взаимодействия в машинах.



1. Проектирование рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения

1.1 Определение структуры, степени подвижности и класса механизма

1.1.1 Определение числа степеней свободы механизма

Для определения числа степеней подвижности механизма определим количество звеньев и кинематических пар ,входящих в его состав.

- число подвижных звеньев;

- число одноподвижных кинематических пар(пятого класса).

Информацию о характеристике звеньев механизма сведем в таблицу 1.

Таблица 1: Характеристика звеньев механизма

Номер звена	Наименование звена	Характеристика движения звена
0	стойка	неподвижное
1	кривошип	вращательное
2	шатун	плоско-параллельное
3	коромысло	вращательное
4	шатун	плоско-параллельное
5	кривошип	вращательное

Информацию о характеристике кинематических пар сведем в таблицу 2.

Таблица 2: Характеристика кинематических пар механизма.

Обозначение	Соединяемые звенья	Вид пары	Класс пары	Число степеней свободы
О1	01,1	вращательная	5	1
А	1,2	вращательная	5	1
В	2,3	вращательная	5	1
O	0,3	вращательная	5	1
D	3,4	вращательная	5	1
E	4,5	вращательная	5	1
O2	02,5	вращательная	5	1

Тогда по формуле Чебышева число степеней свободы равно:

= ,

где - число звеньев;

- число кинематических пар.

=

1.1.2 Определение структуры , класса механизма, и порядка групп Ассура входящих в его состав

Примем за изначальное, звено 1.Разложение механизма на структурные группы начинаем с отсоединения наиболее удаленной от ведущего звена группы(звенья 4 и 5).Данная группа образована двумя звеньями 4 и 5(шатун и кривошип) которые входят в вращательную пару (4,5) и (О₂,5).

Класс группы Ассура определяется количеством кинематических пар (шарниров) в замкнутом контуре ,входящих в состав группы. Следовательно рассмотренная группа является механизмом второго класса.

Порядок группы Ассура определяется количеством внешних пар, которыми группа присоединяется к звеньям механизма. На основании вышеизложенного группа является группой второго порядка. Группы второго класса делятся на виды, в зависимости от сочетания и взаимного расположения вращательных и поступательных звеньев. Следовательно данная группа является группой первого вида [1] (рисунок 1).

Рисунок 1 - Группа Ассура

Аналогично рассматриваем остальные группы, и так до тех пор, пока не останется механизм первого класса.

Группа образована двумя звеньями 2 и 3 (шатун и коромысло), которые входят в три вращательные пары (1,2);(2,3) и (3,4).Группа является группой -го класса, I -го порядка, I-го вида (рисунок 2).

Рисунок 2

Остается начальное звено 1 со стойкой - механизм I- го класса (рисунок 3).

Рисунок 3

Класс механизма определяется наивысшим классом группы Ассура, входящей в его состав. Данный механизм -го класса.

Порядок механизма определяется наивысшим порядком группы Ассура.

Механизм 2 -го порядка.

На основании вышеизложенного запишем формулу механизма:

1.2 Построение планов положений механизма

Отрезок изображающий на чертеже длину кривошипа О₁А принимаем

равным 50 мм. Определяем масштабный коэффициент для построения планов положений:

Определим длины звеньев на чертеже с учетом масштабного коэффициента:

ОВ

DE

x₁мм

x₂y₁

y₂

Методом засечек строим 12 планов положений механизма, приняв за начальное такое положение звеньев 1 и 2 при котором они находятся на одной линии (начало рабочего хода).

1.3 Построение планов скоростей

Рассмотрим построение плана скоростей для 1-го положения. Линейная

скорость ведущей точки А определяется по формуле:

где

Тогда

Скорость точки А изобразим в виде вектора ра длину которого примем равной 100 мм. Тогда масштабный коэффициент для построения плана скоростей:

Скорость точки В найдем из следующих векторных уравнений:

v_B= v_O + v_BO

Здесь известна и выражена на плане отрезком ра; v_o=0; относительная скорость представляет собой вектор, параллельный звену АВ (т.к. мы строим повернутый на план скоростей) и проходящий на плане через конец вектора ра . Абсолютная скорость точки В изображается вектором, проходящим через полюс плана скоростей параллельно звену ОВ. Пересечение двух проведенных направлений определяет положение точки В изображающей конец вектора v_В и вектора

Соответственно

v_BA= pba м/с

Скорость точки D определим на основании свойства подобия, согласно которому можно записать пропорцию:

Тогда pd=

Скорость точки E найдём из следующих векторных уравнений:

v_ED //ED

Абсолютная скорость точки E изображается вектором, проходящим через полюс плана скоростей параллельно звену О₂E. Пересечение двух проведенных направлений определяет положение точки E изображающей конец вектора v_E и вектора

Соответственно

v_ED= ped м/с

Скорость точки принадлежащей звену 2, определяем на основании свойства подобия, согласно которому можно записать пропорцию:

;

Следовательно скорость точки на плане скоростей изображается вектором р, проходящим через полюс и середину вектора ab. Тогда численное значение скорости будет равно:

Аналогично определяем скорость точки :

;

Значит скорость точки на плане скоростей изображается вектором р, проходящим через полюс и середину вектора ed. Тогда численное значение скорости будет равно:

Определим угловые скорости звеньев:

;

;

Аналогично определяем скорости всех точек для остальных 11 положений механизма. Полученные значения скоростей сведем в таблицу 3.

Таблица 3 - Определение скоростей точек механизма

№-положения	Скорости точек
	vB, м/c	vBA, м/c	vD, м/c	vED, м/c	vE, м/c	vS4, м/c	vS2, м/c	, рад/c	, рад/c	, рад/c
1	6.73	13.16	9.79	2.39	8.67	9.12	9.72	136	29.9	4.42
2	11.96	8.97	17.43	13.45	16.75	17.05	12.71	136	20.32	4.42
3	14.81	3.59	21.57	1.49	20.94	21.09	14.66	136	8.15	1.75
4	14.66	2.09	21.35	0.41	21.64	21.38	14.96	136	4.75	0.75
5	13.16	7.48	19.18	9.57	1.19	17.2	13.46	136	14	17.61
6	0	0	0	0	0	0	0	136	0	0
7	0.89	14.96	1.3	0.29	1.19	1.19	7.18	136	34	0.53
8	7.92	0.74	11.55	0.74	11.66	25.4	10.32	136	28.84	1.37
9	14.12	4.48	20.7	1.04	20.19	20.34	13.76	136	10.18	1.92
10	13.76	5.83	0.4	2.69	18.99	19.74	14.06	136	13.25	4.98
11	7.48	13.01	10.89	2.24	9.87	10.47	13.46	136	29.56	4.14
12(0)	0	0	0	0	0	0	0	136	0	0

1.4 Построение графиков моментов сил сопротивления и движущих сил, приведенных к ведущему звену, в зависимости от угла поворота для цикла установившегося движения

Определим силы тяжести звеньев.

=60 Н

=500Н

Составим уравнения равновесия для двенадцати положений механизма.

0(12).

Н

Н

Н

Н

Н

-P_прpa-G₄l₁+G₂L₂-M_c=0

P_пр==

Н

Н

Н

Н

Н

Н

Вычислим значения моментов сил сопротивления, приведенных к ведущему звену, для двенадцати положений механизма по формуле, приведенной в литературе [2]:

,

где - расстояние от точки приведения до оси вращения звена приведения,

- определили в предыдущих вычислениях.

1. Н

2. Н

3. Н

4. Н

5. Н

6.

7. Н

8. Н

9. Н

10. Н

11. Н

12(0).

По значениям строим диаграмму моментов сил сопротивления

Принимаем масштабные коэффициенты:

где отрезок на оси абсцисс, изображающий весь цикл движения.

1.5 Построение диаграммы работ сил сопротивления

Методом графического интегрирования строим диаграмму работ сил сопротивления. Принимаем полюсное расстояние H=60 мм. Тогда масштабный коэффициент диаграммы работ определяется по формуле:

Соединив начало и конец диаграммы получим диаграмму

Методом графического дифференцирования диаграммы строим диаграмму моментов движущих сил , в тех же координатах, что и диаграмма

Тогда момент движущих сил равен:

1.6 Построение диаграммы избыточных работ или графика изменения кинетической энергии механизма

Строим диаграмму избыточных работ по алгоритму:

Для этого из ординат вычитаем ординаты , при этом учитываем , что если то и положительны, если то и отрицательны. Диаграмма строится в том же масштабе что и

По диаграмме определим максимальную избыточную работу:

1.7 Построение графика приведенного к ведущему звену момента инерции механизма в зависимости от угла поворота звена приведения для установившего движения

Кинетическая энергия звена движущегося вращательно определяется по формуле:

,

где момент инерции звена относительно оси вращения, проходящей через центр масс.

угловая скорость вращения звена.

Кинетическая энергия звена, совершающего поступательное движение, определяется по формуле:

,

где масса звена.

скорость центра масс.

Кинетическая энергия звена совершающего сложное движение определяется по формуле:

Общая кинетическая энергия механизма определяется по формуле:

;

После преобразования данного выражения получим:

Тогда

,

где приведенный момент инерции.

Так как массы первого и третьего звеньев равны нулю и моменты инерций первого, третьего и пятого тоже равны нулю, по условию, то в расчетах мы их принимать не будем.

Соответственно выражение для вычисления приведенного момента инерции в данном случае будет иметь вид:

где

Вычислим величины приведенного момента инерции для двенадцати положений механизма.

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

9.

10. =

11.

12(0).

По полученным данным строим диаграмму приведенного момента инерции . Принимаем масштабный коэффициент:

Для удобства построения повернем диаграмму на угол , т.е. ось ординат, на которой расположены значения приведенного момента инерции , расположим горизонтально, а ось абсцисс, где отложены значения угла поворота звена приведения, расположим вертикально.

1.8 Построение диаграммы “энергия-масса”

Диаграмму “энергия-масса” строим путем исключения параметра из графиков и , т.е. построение идет по точкам, полученным при пересечении линий переноса ординат точек соответствующих положений механизма кривых и .График имеет вид замкнутой кривой.

1.9 Определение величины момента инерции маховика

Для определения момента инерции маховика проведем под углами и к оси абсцисс касательные к графику ”энергия-масса”.

Определим тангенсы углов и по формулам:

Подставив численные значения в данные формулы получим:

Определим момент инерции маховика по способу Н.Н. Мерцалова.

На диаграмме избыточных работ определим значение .Момент инерции маховика определяется по формуле: рычажный комбайн маховик

где коэффициент неравномерности вращения кривошипа.

Тогда:

Дж

1.10 Определение геометрических размеров маховика

К геометрическим размерам маховика относят диаметр и ширину обода.

Из конструктивных соображений примем ширину обода равной .

Диаметр определим по формуле:

где удельная масса материала маховика,

Подставив в формулу численные данные получим:



2. Силовой расчет рычажного механизма с учетом динамических нагрузок

2.1 Построение плана положения

Определяем положение механизма, при котором на выходное звено действует максимальное усилие.

Т.е. по графику изменения усилия на выходном звене.

Согласно заданию, расчетный угол поворота ведущего звена равен .

Изображаем данное положение механизма на чертеже. В дальнейшем все расчеты будем производить для данного положения.

2.2 Построение плана скоростей

Строим не повернутый план скоростей, по алгоритму описанному в п.1.3.

Определяем значения скоростей всех точек по аналогии с п.1.3.

2.3 Построение плана ускорений

Т.к. частота вращения ведущего звена имеет постоянное значение (, то точка А имеет только нормальное ускорение.

где угловая скорость ведущего звена.

длина звена А.

Тогда

м/

Вектор изображающий ускорение точки А примем равным 200 мм.

Тогда масштабный коэффициент плана ускорений:

Этот вектор направлен к центру вращения, т.е. от точки А к точке параллельно звену

Ускорение точки B определяется системой векторных уравнений:

Здесь и нормальные ускорения в относительном движении.

и тангенциальные ускорения в относительном движении.

Здесь вектор известен по величине и направлению. Определим величины ускорений и .

Ускорение определяется по формуле:

где относительная скорость звена .

Тогда

Для определения положения точки B на плане ускорений, из точки А плана строим вектор параллельный звену AB, соответствующий ускорению .

Тогда его длина будет равна:

Через конец вектора проводим прямую в направлении вектора , т.е., перпендикулярно звену АB.

Ускорение определяется по формуле:

где относительная скорость звена .

Тогда

С учетом масштабного коэффициента:

Из полюса плана ускорений, параллельно звену откладываем вектор , соответствующий нормальному ускорению

Через конец вектора проводим прямую в направлении вектора , т.е. перпендикулярно звену .

Определяем тангенциальные ускорения:

Пересечение векторов и даст нам положение точки B на плане ускорений. Соединив полюс плана с точкой B, получим абсолютное ускорение этой точки. А соединив конец вектора с точкой B получим относительное ускорение звена АB.

Соответственно:

Ускорение точки D определим на основании свойства подобия, согласно которому можно записать пропорцию:

Ускорение точки на плане покажем вектором, проходящим через полюс плана и найденную из пропорции точку.

Тогда:

Ускорение точки E определим при помощи следующего уравнения:

Ускорение определяется по формуле:

где относительная скорость звена .

Тогда

Вектор dn₄ определим по следующей формуле:

dn₄

Через конец вектора проводим прямую в направлении вектора , т.е. перпендикулярно звену АB.

Ускорение определяется по формуле:

где скорость звена .

Тогда

=166.1

Т.е. находим, соединяя конец вектора с полюсом, тогда:

= рe=193

ed

Определяем ускорения центров тяжести звеньев 2 и 4.

Ускорение точки принадлежащей звену 2, определяем на основании свойства подобия, согласно которому можно записать пропорцию:

;

Ускорение точки на плане ускорений изображается вектором , проходящим через полюс и середину вектора a_ba. Тогда численное значение ускорения будет равно:

Аналогично определяем ускорение точки :

2.4 Определение инерционных нагрузок звеньев

Силы инерции звеньев определяются по формуле:

где масса звена

ускорение центра тяжести звена

Силовой расчет механизма основывается на принципе Даламбера, который заключается в следующем:

Во время движения механизма его звенья в общем случае движутся с ускорениями, в результате этого возникают силы инерции. Если условно приложить силы к звеньям, то сумма всех сил, включая силы инерции равна нулю.

Это позволяет к движущейся системе применять уравнение статики.

Звенья 3 и 5 сил инерции не имеют т.к. их масса и момент инерции, соответственно , равны нулю.

Определим положение точки качания для звена 2 по формуле:

где момент инерции звена

Подставив численные данные в формулу, получим:

Масштабный коэффициент:

Тогда длина S₂K₂ равняется:

S₂K₂= 18,86 мм

Силы инерции действующие на звено:

Изображаем силы на чертеже с учетом масштабного коэффициента.

Силу проводим параллельно ускорению .

проводим параллельно ускорению

Равнодействующая сила инерции будет сонаправлена с силой и будет равна сумме сил .

Определим положение точки качания для звена 2:

Длина S₄K₄ равняется:

S₄K₄= 33,67 мм

Силы инерции действующие на звено:

Изображаем силы на чертеже с учетом масштабного коэффициента.

Силу проводим параллельно ускорению .

проводим параллельно ускорению

Равнодействующая сила инерции будет равна сумме сил или

5

2.5 Определение реакций в кинематических парах и нахождение уравновешивающей силы

Определение реакций в кинематических парах механизма начинают с группы звеньев наиболее удаленной от ведущего звена.

Вычерчиваем группу Ассура в которую входят звенья 4 и 5. В соответствующих точках звеньев прикладываем все действующие силы. Отброшенные связи заменяем реакциями. Т. к. число уравнений меньше чем число неизвестных, то мы вырежем узел в т.Е, а чтобы не возникли реакции в т.е., возьмём

Силы и разложим на две составляющие: и , и

Для определения силы составим уравнение равновесия относительно точки E:

;

где плечо силы.

момент сил сопротивления при работе.

Для определения силы составим уравнения равновесия относительно этой же точки:

;

Теперь рассмотрим всю группу Ассура. Для определения силы составим уравнения равновесия относительно точки D:

;

=

Для определения силы составим уравнения равновесия относительно точки O₂:

;

=

Задаёмся масштабом:

Строим план сил, из которого определяем силы ;28000H

Рассматриваем следующую группу Ассура в которую входят звенья 2 и 3.В соответствующих точках звеньев прикладываем все действующие силы. Отброшенные связи заменяем реакциями. Т. к. число уравнений меньше чем число неизвестных, то мы вырежем узел в т.В, а чтобы не возникли реакции в т.В, мы возьмём

Силы и разложим на две составляющие: и , и

Для определения силы составим уравнение равновесия относительно точки B:

;

где плечо силы.

Для определения силы составим уравнение равновесия относительно этой же точки :

Определим нормальные составляющие и , рассмотрев всю группу Ассура.

Для определения силы составим уравнение равновесия относительно точки

;

=.

Для определения силы составим уравнения равновесия относительно точки A:

;

=

Задаёмся масштабом:

Строим план сил, из которого определяем силы ; H

Теперь рассмотрим последнюю группу Ассура с начальным звеном 1. В соответствующих точках звеньев прикладываем все действующие силы. Отброшенные связи заменяем реакциями.

Для определения силы составим уравнения равновесия относительно точки A:

;

- ОА=0; =0;

Для определения силы составим уравнения равновесия относительно точки О₁:

;

₁A-

=

Задаёмся масштабом:

Строим план сил, из которого определяем силы ;

Метод определения уравновешивающей силы Н. Жуковского.

В произвольном масштабе строим повёрнутый на 90⁰ план скоростей и в соответствующих точках плана прикладываем все силы и силы инерции звеньев. Затем составляем уравнение моментов относительно полюса Р и находим Р_ур.

;

;

Определим расхождение данных методом планов сил и методом Жуковского:



3. Построение картины эвольвентного зацепления

3.1 Расчет эвольвентных колес внешнего зацепления

Диаметры начальных окружностей определяются по формулам:

мм

мм

где модуль

число зубьев

Расстояние между осями колес определим по формуле:

мм

Высота головки зуба:

мм

Высота ножки зуба:

мм

Полная высота зуба:

мм

Диаметры окружностей выступов зубчатых колес:

мм

мм

Диаметры окружностей впадин:

мм

мм

Диаметры основных окружностей:

мм

мм

где угол зацепления

Шаг зацепления по дуге начальной окружности:

мм

Толщина зубапо дуге начальных окружностей и ширина впадинs равны, поэтому можно записать:

мм

3.2 Построение нормального эвольвентного зацепления

Выбираем масштабный коэффициент таким образом, чтобы высота зуба на чертеже выражалась отрезком равным 60 мм.

Тогда масштабный коэффициент будет равен:

Алгоритм построения зубчатого зацепления:

Проводим линию центров, на ней отмечаем центры и полюс зацепления . Через полюс проводим касательную к начальным окружностям. Под углом к касательной, проводим линию зацепления(обозначим ее . Из центров восстанавливаем перпендикуляры к линии зацепления. Проводим начальные, основные, окружности выступов и впадин зубьев. Все построения производим с учетом масштабного коэффициента.

Перекатывая линию зацепления сначала по одной окружности, а затем по другой, описываем точками профили зубьев [3].

Для построения эвольвентного профиля зуба первого колеса отрезок делим на 12 равных частей. Эти отрезки (принимая их равными длинам дуг) откладываем на основной окружности первого колеса влево и вправо от точки . Точка касания 1 будет принадлежать эвольвенте. Точку получим, откладывая на касательной отрезок, 1/12 части отрезка.Проведя аналогичные построения на каждой из касательных, получим ряд точек. Плавная кривая, проходящая через эти точки, является эвольвентным профилем правой части зуба правого колеса.

Отложив по основной окружности хорду мм, найдём положение оси симметрии зубьев и построим их профили.

Аналогично строим эвольвентный профиль зуба второго колеса.



Список литературы

1. Е. Л. Сенькова, В. Л. Моисеенко Теория механизмов и машин. Лабораторный

практикум для студентов механических специальностей. - Гомель 2004

2. Теория механизмов и машин. / Под ред. Н.В. Алехновича. Мн.: Высшая

школа, 1998. 250 с.

3. Артоболевский И.Я. Теория механизмов и машин. - М.: Наука, 1988.- 639с.

4. Теория механизмов и машин: Пособие по курсовому проектированию для

студентов механических специальностей / Е. Л. Сенькова, В. Л. Моисеенко,

Д. И. Бочкарев. - Гомель: УО «БелГУТ», 2006. - 65 с.

Размещено на Allbest.ru

...