Методы проектирования и исследования механизмов для создания машин различного назначения
Проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным условиям. Силовой анализ механизма. Проектирование зубчатых передач. Расчет оптимальной геометрии зубчатых зацеплений. Определение мощности и выбор типа электродвигателя.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 04.08.2015 |
| Размер файла | 609,3 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru
СОДЕРЖАНИЕ
- Введение
- 1. Определения закона движения начального звена механизма
- 1.1 Описание схемы механизма и данные
- 1.2 Структурный синтез механизма
- 1.3 Построение плана положений механизма
- 1.4 Построение плана возможных скоростей механизма
- 1.5 Построение графика приведенных моментов сил полезного сопротивления и тяжести
- 1.6 Построение графиков работ
- 1.7 Построение графика кинетической энергии механизма
- 1.8 Построение графика, приведенных моментов инерции звеньев второй группы и кинетической энергии звеньев этой группы
- 1.9 Построение графика кинетической энергии звеньев первой группы
- 1.10 Определение приведенного момента инерции звеньев первой группы
- 1.11 Определение угловой скорости начального звена
- 1.12 Определение угловых ускорений начального звена
- 1.13 Выбор электродвигателя
- 2. Силовой анализ рычажного механизма
- 2.1 Исходные данные для проектирования
- 2.2 Построение плана положений механизма для координаты ц
- 2.3 План скоростей механизма
- 2.4 План ускорений механизма
- 2.5 Определение сил инерций звеньев
- 2.6 Силовое исследование структурной группы 2-го класса 2-го порядка
- 2.6.1 Схема силового нагружения структурной группы
- 2.6.2 Определения тангенциальной составляющей реакции
- 2.6.3 Определения нормальной составляющей реакции и реакции
- 2.6.4 Определение внутренней реакции R32
- 2.7 Кинематика ведущего звена
- 2.8 Теория правильности расчета силового расчета
- 3. Синтез зубчатой передачи
- 3.1 Исходные данные для проектирования зубчатой передачи
- 3.2 Параметры исходного производящего контура
- 3.3 Выбор коэффициента смещения
- 3.4 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
- 3.5 Вычерчивание картины эвольвентного зацепления
- 3.6 Показатели качества работы зубчатой передачи
- 3.6.1 Коэффициент перекрытия
- 3.6.2 Коэффициент удельного и относительного скольжения профилей
- Заключение
- Список литературы
ВВЕДЕНИЕ
В настоящее время важную роль приобретает качество подготовки инженера, который должен владеть современными методами расчёта и конструирования новых быстроходных и высокопроизводительных машин.
Углублению и обобщению теоретических знаний, их применению на практике способствует выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов и машин. Основная цель курсового проектирования -- это научиться использовать общие методы проектирования и исследования механизмов для создания машин различного назначения. При выполнении курсового проекта студент сталкивается с комплексным решением с комплексным решением конкретной инженерной задачи. При этом он усваивает навыки работы со следующими основными направлениями:
· проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным условиям;
· анализ режима движения механизма при действии заданных сил;
· силовой анализ механизма;
· проектирование зубчатых передач;
· расчёт оптимальной геометрии зубчатых зацеплений;
· уравновешивание механизмов с целью уменьшения динамических нагрузок на фундамент и уменьшения сил в кинематических парах;
· динамический синтез кулачковых механизмов;
· определение мощности и выбор типа электродвигателя.
1. ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЗАКОНА ДВИЖЕНИЯ НАЧАЛЬНОГО ЗВЕНА МЕХАНИЗМА
1.1 Описание схемы механизма и данные
Проектирование и исследование механизмов насоса
Пресс-автомат предназначен для одностороннего прессования порошков металлов и других материалов.
От вала электродвигателя вращение передается через двухрядный планетарный редуктор с двумя внешними зацеплениями и пару прямозубых колес А и Б кривошипу и шестизвенного рычажного механизма. Прессование пороша в матрице происходит при движении ползуна вниз. Усилие прессования изменяется согласно графику F= f(s).
Кулачковый механизм с качающимся толкателем /коромыслом/ предназначен для выталкивания из матрицы спрессованного изделия.
Закон изменения аналога ускорения коромысла для фазы подъема задан диаграммой рычажный механизм зубчатый зацепление
На фазе опускания аналог ускорения коромысла изменяется симметрично:
Размеры звеньев и расчётные данные к варианту № 16,4
Таблица 1.1
|
Параметры |
Обозначение |
Единица |
Числовое значение |
|
|
Длина кривошипа |
|
м |
0,034 |
|
|
Длина шатуна |
|
м |
0,2 |
|
|
Отношение расстояния от центра масс шатуна к длине шатуна |
|
м |
0,5 |
|
|
Частота вращения вала электродвигателя |
|
мин-1 |
930 |
|
|
Кривошипа и кулачка |
|
мин-1 |
220 |
|
|
Сила тяжести: Шатуна |
|
Н |
450 |
|
|
Ползуна |
|
Н |
650 |
|
|
Момент инерции шатуна |
|
|
0,9 |
|
|
Сила |
F |
Н |
33000 |
|
|
Угловая координата кривошипа при силовом расчете |
|
…0 |
80 |
|
|
Коэффициент неравномерности вращения вала кривошипа |
|
- |
0,083 |
|
|
Модуль зубчатых колес |
мм |
15 |
||
|
Число зубьев шестерни |
z1 |
- |
13 |
|
|
Число зубьев колеса |
z2 |
- |
25 |
|
|
Фазовые углы поворота кулачка |
|
|
90 60 |
|
|
Допускаемый угол давления |
|
30 |
||
|
Угловой ход коромысла |
кси |
|
30 |
|
|
Длина коромысла |
l |
м |
0.13 |
|
|
Момент инерции коромысла |
Ik |
|
0.08 |
1.2 Структурный синтез механизма
Кинематические пары, служащие для подвижного соединения звеньев, их класс, номера и название звеньев, образующие кинематические пары, приведены в таблице 1.2. Степень подвижности плоского механизма определяются по формуле Чебышева [1] [2].
Таблица кинематических пар
Таблица 1.2
|
Кинематические пары |
Наименование звеньев, образующих кинематическую пару, вид. |
||
|
Обозначение |
класс |
||
|
|
5 |
Стойка 0 и кривошип 1, вращательная |
|
|
|
5 |
Кривошип 1 и шатун 2, вращательная |
|
|
|
5 |
Шатун 2 и ползун 3, вращательная |
|
|
|
5 |
Ползун 3 и стойка 0, поступательная |
Степень подвижности механизма определяем по формуле:
W= 3n- 2P5 - P4 (1.1)
где:n=3 - число подвижных звеньев;
P5 =4 - число кинематических пар пятого класса;
P4 =0 - число кинематических пар четвёртого класса;
Степень подвижности механизма показывает, сколько ведущих звеньев у механизма и сколько нужно двигателей для этого механизма.
Подставив данные в формулу (1.1), найдём:
W = 3*3 - 2*4 - 0 = 1
Следовательно, при известном законе движения кривошипа рассматриваемая кинематическая цепь является механизмом, т.е. законом движения остальных звеньев механизма вполне определены.
Класс и порядок механизма определим, рассмотрев образование структурной схемы механизма путём применения к начальному звену группы Асура.
Схема образования механизма имеет вид:
Таблица 1.3
|
Номер № |
Кинематическая пара |
Схема образования механизма |
|
|
1. |
|
Механизм 1- го класса, 1- го порядка |
|
|
2. |
|
Группа 2- го класса, 2- го порядка, 2 -го вида |
|
|
Механизм является механизмом 2- го класса 2- го порядка |
Формула строения механизма имеет вид:
Механизм = первичный механизм (0 + 1) 1клас. 1поряд. Ї› структурная группа (2 + 3 ) 2 клас. 2 поряд. 2 вида.
Данный механизм 2- го класса, 2- го порядка.
1.3 Построение плана положений механизма
Это построение производим в такой последовательности:
Выбираем масштабный коэффициент длины, который должен соответствовать стандартному масштабу по ГОСТ 2.302-68 (СТСЭВ 1180-78).
Тогда масштабный коэффициент определяется по формуле (1.2):
0.001 (1.2)
В принятом масштабе длин размеры звеньев механизма на чертеже будут иметь следующие значения:
(1.3)
Метод построения планов положения механизма
Ш Наносим на лист неподвижную ось О и проводим горизонтальную линию бб .
Ш Далее из т.О радиусом ОА проводим окружность которую описывает т.А кривошипа 1.
Ш Затем вычерчиваем механизм в произвольном положении, за которое принимаем положения кривошипа ОА, определяемое заданным углом.
Ш Из т.А проводим окружность радиуса АВ до пересечения с бб и получаем т.В, которая одновременно принадлежит бб , ползуну 3 и кривошипу 2.
Ш Для построения планов положения механизма разделим траекторию, описываемую т.А1 кривошипа в направлении его вращения, начиная от т.А0 на 12 равных частей
Ш Далее описанным выше методом строим 12 положений звеньев механизма
1.4 Построение плана возможных скоростей механизма
Находим угловую скорость щ1 по формуле (1,4):
23 (1.4)
По направлению скорость т.А перпендикулярна кривошипу ОА и направлена в сторону угловой скорости щ1 и вычисляется по формуле:
230.78 (1.5)
Для построения планов скоростей найдём масштабный коэффициент скорости мV по формуле:
0.78/700.01119(1.6)
где : Ра - длина вектора скорости т.А на плане скоростей, мм
Va - скорость. А
Определяем модули скоростей.
Скорость точки В равна :
710.79 (1.7)
Скорость точки S равна :
700.78 (1.8)
Вращательная скорость кривошипа ВА равна :
12.230.138 (1.9)
где :длины отрезков взятые из плана скоростей взятого для
рассматриваемого положения
Определяем угловую скорость шатуна по модулю :
4.06 (1.10)
Чтобы узнать в какую сторону строить вектор вращения скорости нужно, угловую скорость мысленно перенести, тогда вектор вращения скорости из плана скоростей в т. Вмеханизма будет стремиться вращать шатун относительно т. А.
1.5 Построение графика приведенных моментов сил полезного сопротивления и тяжести
Равенство элементарных работ сил при стационарных геометрических связей одновременно означает равенство их мгновенных мощностей.
(1.11)
Определяем приведенный момент от силы полезного сопротивления по формуле :
(1.13)
Сила Fmax будет вычисляться по формуле:
Сила Fnc будет вычисляться по формуле :
координату (1.22)
Таблица расчета сил полезного сопротивления в зависимости от диаграммы изменения
Таблица 1.4
|
№ п/п |
Масштаб диаграммы сил, , Н |
Высота ординаты , H, мм |
Сила полезного сопротивления, Fп.с, Н |
|
|
1 |
660 |
0 |
0 |
|
|
2 |
0 |
0 |
||
|
3 |
0 |
0 |
||
|
4 |
0 |
0 |
||
|
5 |
0 |
0 |
||
|
6 |
0 |
0 |
||
|
7 |
3.33 |
2197,8 |
||
|
8 |
11.32 |
7471,2 |
||
|
9 |
23.15 |
15279 |
||
|
10 |
36.05 |
23793 |
||
|
11 |
46.16 |
30465,6 |
Таблица приведенного момента сил сопротивления
Таблица 1.5
|
N п/п |
Сила поленого сопротивления, Fпс, Н |
Длина кривошипа, lоа ,мм |
Длина вектора Pb,мм |
Длина вектора Pa,мм |
Приложенный момент, H*м |
|
|
1 |
0 |
0,034 |
40,48 |
70 |
0 |
|
|
2 |
0 |
0,034 |
66,15 |
70 |
0 |
|
|
3 |
0 |
0,034 |
70 |
70 |
0 |
|
|
4 |
0 |
0,034 |
55,1 |
70 |
0 |
|
|
5 |
0 |
0,034 |
29,52 |
70 |
0 |
|
|
6 |
0 |
0,034 |
0 |
70 |
0 |
|
|
7 |
2197,8 |
0,034 |
29,52 |
70 |
-31,5127 |
|
|
8 |
7471,2 |
0,034 |
55,1 |
70 |
-199,951 |
|
|
9 |
15279 |
0,034 |
70 |
70 |
-519,486 |
|
|
10 |
23793 |
0,034 |
66,15 |
70 |
-764,469 |
|
|
11 |
30465,6 |
0,034 |
40,48 |
70 |
-599,006 |
|
|
12.0 |
33000 |
0,034 |
0 |
70 |
0 |
|
|
k |
0 |
0,034 |
69 |
70 |
0 |
По данным находим приложенный момент от силы G2 по формуле :
(1.14)
где:G2 -сила тяжести звена 2 , Н
lOA-- размер звена ОА рычажного механизма, м
,PS2 -длина вектора из плана скоростей, мм
G2 ^ PS2--угол между силой тяжести и вектором PS
Результаты расчетов сводим в таблицу (1.6)
Таблица приведенного момента от силы G2
Таблица 1.6
|
№ положен. |
Сила действ. на кривошип ,Н*м |
Длина вектора PS2, мм |
Длина вектора Pa,мм |
Угол между силой и век. G2 ^ PS2 |
Косинус угла cos |
Приложенный момент H*м |
|
|
1 |
14,994 |
48,4 |
70 |
51,14 |
0,62777187 |
6,508286754 |
|
|
2 |
14,994 |
65,76 |
70 |
74,34 |
0,27056159 |
3,811074223 |
|
|
3 |
14,994 |
70 |
70 |
90 |
0,00079633 |
0,011940123 |
|
|
4 |
14,994 |
60,45 |
70 |
106,5 |
-0,2831117 |
-3,66584075 |
|
|
5 |
14,994 |
44,27 |
70 |
133,13 |
-0,6827958 |
-6,47470313 |
|
|
6 |
14,994 |
35 |
70 |
0 |
1 |
7,497 |
|
|
7 |
14,994 |
44,27 |
70 |
133,13 |
-0,6827958 |
-6,47470313 |
|
|
8 |
14,994 |
60,45 |
70 |
106,5 |
-0,2831117 |
-3,66584075 |
|
|
9 |
14,994 |
70 |
70 |
90 |
0,00079633 |
0,011940123 |
|
|
10 |
14,994 |
65,76 |
70 |
74,34 |
0,27056159 |
3,811074223 |
|
|
11 |
14,994 |
48,4 |
70 |
51,14 |
0,62777187 |
6,508286754 |
|
|
12.0 |
14,994 |
35 |
70 |
180 |
-0,9999987 |
-7,49699049 |
|
|
k |
14,994 |
70 |
70 |
80 |
0,17434523 |
2,614132324 |
Определяем суммарный приведенный момент от сил сопротивления и сил тяжести по формуле:
(1.15)
где: - приложенный момент от силы G2
- приведенный момент от силы полезного сопротивления
Так как механизм расположен горизонтально, то момент = 0, тогда суммарный момент будет равен :
(1.16)
Результаты расчетов сводим в таблицу (1.7)
Таблица суммарного приведенного момента от сил сопротивления и сил тяжести.
Таблица 1.7
|
№ положен. |
Приложенный момент, , H*м |
Приложенный момент, , H*м |
Суммарный момент, , H*м |
Ордината графика, Yм , мм |
|
|
1 |
0 |
6,5082868 |
6,508287 |
0,855613 |
|
|
2 |
0 |
3,8110742 |
3,811074 |
0,501023 |
|
|
3 |
0 |
0,0119401 |
0,01194 |
0,00157 |
|
|
4 |
0 |
-3,665841 |
-3,665841 |
-0,48193 |
|
|
5 |
0 |
-6,474703 |
-6,474703 |
-0,8512 |
|
|
6 |
0 |
7,497 |
7,497 |
0,985594 |
|
|
7 |
-31,5127 |
-6,474703 |
-37,98739 |
-4,99402 |
|
|
8 |
-199,951 |
-3,665841 |
-203,6165 |
-26,7685 |
|
|
9 |
-519,486 |
0,0119401 |
-519,4741 |
-68,2927 |
|
|
10 |
-764,469 |
3,8110742 |
-760,658 |
-100 |
|
|
11 |
-599,006 |
6,5082868 |
-592,4976 |
-77,8928 |
|
|
12.0 |
0 |
-7,49699 |
-7,49699 |
-0,98559 |
|
|
k |
0 |
2,6141323 |
2,614132 |
0,343667 |
|
|
MУ |
-760,66 |
Для построения графика находим максимальное значение по модулю приведенного суммарного момента :
=-760(Н * м)
Пусть это максимальное значение на чертеже обозначатся ординатой Y. Для вычисления масштабного коэффициента принимаем что Ymax= 100 мм, тога масштабный коэффициент будет равен :
(Н*м / мм) (1.17)
Заполняем четвертую строку таблицы. Для этого каждое числовое значение строки три делим на числовое значение результат записываем в строку четыре.
Используя последнюю стоку таблицы (1.6), строим диаграмму суммарного приведенного момента сил сопротивления и сил тяжести.
1.6 Построение графиков работ
График работы сил сопротивления Ас = Ас( ц1) строем графические интегрированным методом хорд графика приведенных моментов сил сопротивления Мnc = Mnc( ц1).
Графическое интегрирование проводим в последовательности:
Ш Из середины интервалов 0..1 , 1..2 оси абсцисс графика Мnc = Mnc(ц1) восстанавливаем перпендикуляры до пересечения с кривой в точках a, b
Ш Из точек a, b проводим прямые, параллельные оси абсцисс до пересечения с осью ординат в точках с.d…;
Ш Соединяем произвольно взятую точку Р на продолжение оси абсцисс с точками с,d лучами;
Ш На графике работ из точки О - начала координат . проводим хорду в интервале 0...1. параллельную лучу Рd и т.д.
Ш Полученные точки ос'd' соединяем главной кривой, которая предоставляет собой зависимость Ас = Ао(ц1).
Масштабный коэффициент этого графика определяется по формуле
µа=µм*µц.*Н (1.18)
где :Н= 50 - полюсное расстояние при графическом интегрирования выбираемо произвольно,
Найдем масштабный коэффициент по оси абсцисс по формуле :
( рад / мм ) (1.19)
Тогда коэффициент графика работ будет равен :
µА = 7.6* 0,0349 * 50 = 13.27 ( Дж / мм ) (1.20)
Так как до цикл установки установившегося движения работа движущих сил по абсолютной величины равно работе сил сопротивления, т.е. |Аq| = |Ас|, то ордината YAC12' графика работ сил сопротивления в конце цикла будет одновременно в том же масштабе µа изображать роботу движущих сил за цикл, новзятую с обраным знаком, т.к. Ас = - Аs . Изобразим работу движущих сил ее истеным знаком и покажем зависимость Ад = Aд (ц) для чего отложим ординату YAC12'12-12 вверх от оси абсцисс. Принимаем момент движущих сил за цикл величиной постоянной, зависимостьАд= Aд (ц) выразится наклонной прямой, соединяющей начало координат с точкой 12' - концом координате YAC12' в конце цикла.Графическим дифференцированием Мnд = Mnд(ц) от угла кривошипа. Для построения графика Мnд - Mnд(ц1) необходимо из полюса Р провести луч РД до пересечения с осью ординат графика приведенных моментов сил проведенного параллельно наклонной прямой 0-12” графика Ад = Aд (ц). Луч РД отсекает на начальной ординате отрезок Ymo, изображающийся в масштабе µм приведенный момент движущих сил.
1.7 Построение графика кинетической энергии механизма.
График приращение кинетическо йэнергии механизма строим алгебраическим сложением в каждом положении ординат работы движущих сил и сил сопротивления. Для этого на графике Ас = Ас(ц) проведем вспомогательную линию, изображающую зависимость -Ад = -Aд. . Алгебраическая сумма ординатТіэтих соотвествующих точках деления оси абсциса заключна между кривими
Ас = Ас(ц) и -Ад = -Aд(ц1). и изображаем в масштабе мт= ма текущее значение прощение кинетической энергии механизма. Отрезки , расположение ниже прямой (-Ад ) на график откладываются вниз оси ц1 и выше вверх.
В рассматриваемом случае все отрезки Y откладываем вверх и вниз от оси ц.
Поскольку , то для получения зависимости следует ось абсцисс графика перенести вниз на величину ординаты Уто , соответствующей начальному значению кинетической энергии Т0 . Значения Т0 неизвестно и его необходимо найти.
1.8 Построение графика, приведенных моментов инерции звеньев второй группы и кинетической энергии звеньев этой группы
Приведенных моментов инерции механизма можно представить в виде двух слагаемых.
Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий звеньев механизма.
В соответствии с определением :
Звено 1. Участвует в вращательном движении.
Звено 2. Участвует в плоском движении.
Звено 2. Участвует в поступательном движении.
Кинематическая энергия звена в общем виде вычисляется по формуле :
(1.21)
где : ISI- момент инерции звена относительно оси проходящей через центр масс звена IS.
Если звено совершает только вращательное движение, то VSI = 0 , тогда
(1.22)
где:g-ускорение свободного падения.
G2 , G3- силы тяжести звеньев, Н
Кинетическая энергия модели вычисляется по формуле :
(1.24)
Для того, чтобы получить рабочую формулу, подставим в формулу (1.36) вместо отношения возможных скоростей отношение соответствующих им отрезков, взятых из плана возможных скоростей.
(1.25)
где :длины отрезков взятые из плана скоростей
Приведенный момент инерции второго звена будет равен сумме моментов и :
Момент инерции третьего звена будет равен :
(1.26)
Подставляем данные, в формулы находим значения приведённых моментов.
Результаты заносим в таблицу 1.8:
Таблица приведённых моментов инерции звеньев второй группы.
Таблица 1.8
|
№ п/п |
m2*loa2 кг*м2 |
PS2 Мм |
Pa мм |
кг*м2 |
ab Мм |
кг*м2 |
Pb Мм |
|
|
1 |
0,05202 |
48,4 |
70 |
0,022618 |
60,87 |
0,07514 |
40,48 |
|
|
2 |
0,05202 |
65,76 |
70 |
0,013165 |
35,43 |
0,07514 |
66,15 |
|
|
3 |
0,05202 |
70 |
70 |
0 |
0 |
0,07514 |
70 |
|
|
4 |
0,05202 |
60,45 |
70 |
0,013165 |
35,43 |
0,07514 |
55,1 |
|
|
5 |
0,05202 |
44,27 |
70 |
0,022618 |
60,87 |
0,07514 |
29,52 |
|
|
6 |
0,05202 |
35 |
70 |
0,02601 |
70 |
0,07514 |
0 |
|
|
7 |
0,05202 |
44,27 |
70 |
0,022618 |
60,87 |
0,07514 |
29,52 |
|
|
8 |
0,05202 |
60,45 |
70 |
0,013165 |
35,43 |
0,07514 |
55,1 |
|
|
9 |
0,05202 |
70 |
70 |
0 |
0 |
0,07514 |
70 |
|
|
10 |
0,05202 |
65,76 |
70 |
0,013165 |
35,43 |
0,07514 |
66,15 |
|
|
11 |
0,05202 |
48,4 |
70 |
0,022618 |
60,87 |
0,07514 |
40,48 |
|
|
12.0 |
0,05202 |
35 |
70 |
0,02601 |
70 |
0,07514 |
0 |
|
|
k |
0,05202 |
70 |
70 |
0,004585 |
12,34 |
0,07514 |
69 |
Суммарный момент приведённых инерции моментов звеньев второй группы Результаты заносим в таблицу 1.9:
Таблица суммарных приведённых инерции моментов звеньев второй группы.
Таблица 1.9
|
№ п/п |
кг*м2 |
Кг*м2 |
кг*м2 |
кг*м2 |
кг*м2 |
|
|
1 |
0,024869 |
0,017102 |
0,025128 |
0,04197175 |
0,067099641 |
|
|
2 |
0,045909 |
0,003373 |
0,067102 |
0,04928156 |
0,116383463 |
|
|
3 |
0,05202 |
0 |
0,07514 |
0,05202 |
0,12716 |
|
|
4 |
0,038794 |
0,003373 |
0,046556 |
0,04216677 |
0,088723051 |
|
|
5 |
0,020806 |
0,017102 |
0,013363 |
0,03790859 |
0,051271708 |
|
|
6 |
0,013005 |
0,02601 |
0 |
0,039015 |
0,039015 |
|
|
7 |
0,020806 |
0,017102 |
0,013363 |
0,03790859 |
0,051271708 |
|
|
8 |
0,038794 |
0,003373 |
0,046556 |
0,04216677 |
0,088723051 |
|
|
9 |
0,05202 |
0 |
0,07514 |
0,05202 |
0,12716 |
|
|
10 |
0,045909 |
0,003373 |
0,067102 |
0,04928156 |
0,116383463 |
|
|
11 |
0,024869 |
0,017102 |
0,025128 |
0,04197175 |
0,067099641 |
|
|
12.0 |
0,013005 |
0,02601 |
0 |
0,039015 |
0,039015 |
|
|
k |
0,05202 |
0,000142 |
0,073008 |
0,05216249 |
0,12517097 |
|
|
I2max |
0,12716 |
По данным таблицы строим графики приведенных моментов инерции отдельных звеньев и суммарного приведенного момента инерции звеньев второй группы.
Найдем масштабный коэффициент для построения графиков
кг*м2 / мм (1.27)
Здесь - ордината графика, соответствующая максимальному значению . Этой величиной мы задаемся.
При динамическом синтезе механизмов методом Мерцалова кривую принимаем за приближоную кривую изменения кинетических энергий звеньев второй группы, отсюда следует:
( дж ) (1.28)
Масштабный коэффициент для построения графика определяется по формуле :
(Дж / мм) (1.29)
Ординаты моментов инерции вычисляется по формуле :
(мм) (1.30)
Результаты расчетов заносим в таблицу 1.10:
Таблица изменения кинетических энергий звеньев второй группы.
Таблица 1.10
|
№ п/п |
, Дж |
, мм |
|
|
1 |
17,80708 |
94,982191 |
|
|
2 |
30,88616 |
164,74539 |
|
|
3 |
33,74606 |
180 |
|
|
4 |
23,54556 |
125,59098 |
|
|
5 |
13,60662 |
72,577127 |
|
|
6 |
10,35391 |
55,227273 |
|
|
7 |
13,60662 |
72,577127 |
|
|
8 |
23,54556 |
125,59098 |
|
|
9 |
33,74606 |
180 |
|
|
10 |
30,88616 |
164,74539 |
|
|
11 |
17,80708 |
94,982191 |
|
|
12.0 |
10,35391 |
55,227273 |
|
|
k |
33,21821 |
177,18445 |
Результаты расчетов заносим в таблицу 1.11:
Таблица суммарных приведенных моментов и ординаты приведенных моментов инерции звеньев второй группы.
Таблица 1.11
|
№ п/п |
Ордината , мм |
Ордината , мм |
Ордината , мм |
Ордината , мм |
Ордината , мм |
|
|
1 |
35,20359 |
24,20907 |
35,569528 |
59,41266 |
94,98219 |
|
|
2 |
64,98601 |
4,773992 |
94,985386 |
69,76 |
164,7454 |
|
|
3 |
73,63636 |
0 |
106,36364 |
73,63636 |
180 |
|
|
4 |
54,91473 |
4,773992 |
65,902258 |
59,68872 |
125,591 |
|
|
5 |
29,45203 |
24,20907 |
18,916022 |
53,66111 |
72,57713 |
|
|
6 |
18,40909 |
36,81818 |
0 |
55,22727 |
55,22727 |
|
|
7 |
29,45203 |
24,20907 |
18,916022 |
53,66111 |
72,57713 |
|
|
8 |
54,91473 |
4,773992 |
65,902258 |
59,68872 |
125,591 |
|
|
9 |
73,63636 |
0 |
106,36364 |
73,63636 |
180 |
|
|
10 |
64,98601 |
4,773992 |
94,985386 |
69,76 |
164,7454 |
|
|
11 |
35,20359 |
24,20907 |
35,569528 |
59,41266 |
94,98219 |
|
|
12.0 |
18,40909 |
36,81818 |
0 |
55,22727 |
55,22727 |
|
|
k |
73,63636 |
0,201704 |
103,34638 |
73,83807 |
177,1844 |
Рис 1.3
1.9 Построение графика кинетической энергии звеньев первой группы
При построении кривой изменения Т1=Т1(ц1) кинетической эне...
Подобные документы
Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма. Построение планов скоростей и ускорений. Анализ сил, действующих на механизм: расчет сил инерции и моментов сил инерции и ведущих звеньев. Расчет маховика. Проектирование зубчатых передач.
курсовая работа [187,6 K], добавлен 15.08.2011Проектирование кинематической схемы рычажного механизма. Построение планов его положения, скоростей и ускорения. Расчет ведущего звена. Синтез зубчатого механизма. Параметры инструментальной рейки. Порядок вычерчивания зацепления 2-х зубчатых колес.
курсовая работа [901,6 K], добавлен 14.04.2014Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности хода. Расчёт зубчатых колёс. Проверка качества их зацепления. Определение работы сил производственного сопротивления и работы движущих сил. Силовой анализ рычажного механизма.
курсовая работа [98,9 K], добавлен 23.12.2012Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма. Построение кинематической схемы, планов скоростей и ускорений. Силовой расчет рычажного механизма. Определение сил, действующих на звенья механизма. Замена сил инерции и моментов сил.
курсовая работа [32,9 K], добавлен 01.12.2008Подсчет степени подвижности для плоского механизма по структурной формуле Чебышева. Силовой анализ рычажного механизма методом планов сил 2-го положения механизма. Силовой анализ рычажного механизма методом Жуковского. Определение момента сил инерции.
курсовая работа [192,5 K], добавлен 10.12.2009Структурный анализ механизма, определение угловых скоростей и ускорений звеньев. Силовой анализ рычажного механизма, определение сил инерции, расчет кривошипа. Геометрический расчет зубчатой передачи, проектирование планетарного и кулачкового механизмов.
курсовая работа [387,7 K], добавлен 08.09.2010Структурный анализ и синтез плоского рычажного механизма, его кинематический и силовой расчет. Построение схем и вычисление параметров простого и сложного зубчатых механизмов. Звенья кулачкового механизма, его динамический анализ. Синтез профиля кулачка.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 29.12.2013Синтез и анализ кулачковых, зубчатых механизмов, силовой анализ рычажных механизмов, разработка структурных схем механизма. Подбор чисел зубьев планетарного зубчатого механизма по заданному передаточному отношению. Построение плана скоростей вращения.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 27.03.2024Проектирование рычажного механизма. Определение скоростей и ускорений. Синтез планетарного механизма. Определение передаточного отношения графоаналитическим методом. Определение минимального радиуса и эксцентриситета кулачка. Силовой анализ механизма.
курсовая работа [544,6 K], добавлен 23.06.2015Определение мощности передачи и выбор электродвигателя. Определение передаточных отношений редуктора. Расчет зубчатых передач, угловых скоростей валов. Выбор материалов зубчатых колес и вида термообработки. Крутящие моменты. Подбор соединительных муфт.
курсовая работа [255,2 K], добавлен 23.10.2011Синтез кулачкового механизма и построение его профиля. Кинематический синтез рычажного механизма и его силовой расчет методом планов сил, определение уравновешивающего момента. Динамический анализ и синтез машинного агрегата. Синтез зубчатых механизмов.
курсовая работа [744,1 K], добавлен 15.06.2014Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения. Силовое исследование рычажного механизма. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора. Проектирование и расчет кулачкового механизма и его составляющих.
курсовая работа [88,8 K], добавлен 18.01.2010Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010Кинематическая схема основного механизма двигателя автомобиля в трех положениях, кинематический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи, силовой расчет сложного зубчатого механизма.
курсовая работа [992,5 K], добавлен 18.07.2011Основные критерии качества механизма и машин. Системы управления авиационной техникой. Выбор материала зубчатых передач и определение допустимых напряжений. Расчет цилиндрических зубчатых передач редуктора. Основные размеры колеса. Силы в зацеплении.
курсовая работа [875,8 K], добавлен 09.06.2011Краткие сведения из геометрии и кинематики эвольвентных зубчатых зацеплений. Характеристика основных видов разрушения зубьев и методы производства зубчатых колес. Основные составляющие зубчатых редукторов: валы, оси и подшипники качения и скольжения.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 02.10.2012Определение закона движения механизма при установившемся режиме работы. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма. Методы определения скоростей и ускорений. Определение уравновешивающей силы с помощью теоремы Н.Е. Жуковского о "жестком рычаге".
курсовая работа [304,8 K], добавлен 25.02.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016
