Размещено на http://www.allbest.ru/

Костанайский социально-технический университет

имени академика З. Алдамжар

Технический факультет

Кафедра Транспорт и технологии

Курсовая работа

по дисциплине Теория машин и механизмов

тема: Исследование механизмов самоходного шасси с двухтактным двигателем внутреннего сгорания

Выполнил: Жакупов Ермек Хаджимуратович

Научный руководитель: ст. преподаватель кафедры "ТиТ"

Сатыбалдин Т.Т.

Костанай 2013

Содержание

• Введение
• 1. Кинематический анализ механизма
• 1.1 Определение положений звеньев механизма и траекторий движения его точек
• 1.2 Определение линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма графо-аналитическим методом (построение плана скоростей)
• 1.3 Определение линейных ускорений точек и угловых ускорений звеньев механизма графо-аналитическим методом (построение плана ускорений)
• 1.4 Исследование механизма методом построения кинематических диаграмм
• 1.5 Построение графика давления
• 2. Кинетостатический (силовой) анализ механизма
• 2.1 Определение силовых факторов, действующих на звенья механизма
• 2.2 Силовой расчет структурной группы Асcура 2-3
• 2.3 Силовой расчёт ведущего звена
• 2.4 Определение уравновешивающей силы по методу Н.Е. Жуковского
• 3. Приведение сил и масс в механизме
• 3.1 Определение приведенного момента сил
• 3.2 Определение приведенного момента инерции и приведенной массы
• 4. Проектирование планетарной зубчатой передачи
• 4.1 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора
• 4.2 Проверка условий соосности, соседства и сборки
• 4.3 Определение радиусов колёс
• 4.4 Построение картины линейных скоростей
• 4.5 Построение картины угловых скоростей
• Заключение
• Список использованной литературы

Введение

Курс "Теория механизмов и машин" рассматривает общие методы исследования и проектирования механизмов и машин, входит в общетехнический цикл дисциплин, формирующих знания по конструированию, изготовлению и эксплуатации машин.

Актуальность исследования: ознакомление с основными видами механизмов, их кинематическими и динамическими свойствами, а также методами исследования и проектирования.

Целью курсовой работы является проведение кинематического анализа кривошипно-ползунного механизма по исходным данным.

Задачами выполнения курсовой работы является изучение основных методов синтеза механизмов, которые дают возможность конструктору не только находить параметры механизмов по заданным кинематическим и динамическим свойствам, но и определять их оптимальные сочетания с учетом многих дополнительных условий.

Объект исследования: кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма.

Предмет исследования: механизм самоходного шасси с двухтактным двигателем внутреннего сгорания.

Методы исследования: анализ научно-методической и справочной литературы, кинематический и кинетостатический анализ механизма, проектирование планетарной зубчатой передачи.

1. Кинематический анализ механизма

Самоходное шасси с двухтактным двигателем внутреннего сгорания предназначено для перемещения грузов. Кривошипно-ползунный механизм 1-2-3 двигателя преобразует возвратно-поступательное движение поршня 3 во вращательное движение кривошипа 1 (в соответствии с рисунком 1 а).

Рисунок 1. Самоходное шасси с двухтактным двигателем внутреннего сгорания.

Цикл движения поршня включает такты расширения (Таблица 1), когда взорвавшаяся в цилиндре рабочая смесь перемещает поршень из в.м.т. в н.м.т. (в конце такта открываются выпускные клапаны и продувочные окна цилиндра и продукты горения удаляются в выпускную систему), и такт сжатия, заканчивающийся взрывом впрыснутого в цилиндр топлива.

Таблица 1. Цикл движения поршня

Положение	В.м.т.	Н.м.т.	В.м.т.
Угол поворота кривошипа	0	180	360
Такты	Расширение	Сжатие
Фазы движения толкателя	Подъём	Верхний выстой	Опускание	Нижний выстой

На кривошипном валу закреплён кулачок плунжерного насоса, при помощи которого осуществляется смазывание всех подвижных соединений двигателя (в соответствии с рисунком 1 б).

Циклограмма машины показана на рисунке 2.

Рисунок 2. Циклограмма машины.

Передача на ведущие колёса шасси осуществляется через коробку передач и через редуктор заднего моста. Коробка передач состоит из планетарной передачи Z₁-Н и ступени внешнего зацепления Z₅-Z₆.

При расчётах принять:

масса звеньев:

шатуна ВС>m₂=ql; (q=10 кг/м);

ползуна>m₃=0,3m₂;

кривошипа АВ>m₁=2m₂;

моменты инерции относительно центров масс:

шатуна ;

кривошипа ;

Провести кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма 1-2-3 (в соответствии с рисунком 1) по следующим исходным данным:

-ход ползуна S=0,094 м;

-максимальный угол давления г=12,88є;

-угловая скорость кривошипа, е₁=190 с^-2

-частота вращения карданного вала (и шестерни) n_р=240 об/мин;

-передаточное отношение между кривошипом и карданным валом U=-11,0

-диаметр поршня d=0,085 м;

-угол определяющий, положение кривошипа ₁=30⁰ и ₁=150⁰.

1.1 Определение положений звеньев механизма и траекторий движения его точек

Для построения планов положений механизма необходимо определить длины всех его звеньев.

Ход ползуна (в соответствии с рисунком 3) определяется по формуле:

S=2l_AB> l_AB=0,094/2, (1)

где l_АВ - длина звена АВ, м.

l_AB=0,066725/2=0,033

Рисунок 3. Схема механизма.

Рассмотрим ?АС ₃В ₃ - прямоугольный. В нём угол АС₃В₃=г является максимальным углом давления. Из данного треугольника определяем:

l_BC=l_B3C3=l_AB/sin г (2)

l_BC=0,033/sin 12,88⁰=0,16 м

Для построения планов положений механизма выбираем масштабный коэффициент:

м_l=l_AB/AB (3)

м_l=0,033/20=0,00165 м/мм

В знаменателе величина АВ выбирается произвольно. Согласно выбранному масштабному коэффициенту длина звена ВС будет равна:

BC=0,16/0,00165=96,969697 мм

Положение кривошипа определяет угол ц₁. Рассмотрим 12 положений кривошипа АВ, в зависимости от этого угла 0?ц?3600, получим положение выходного звена 3 (в соответствии с рисунком 4).

Рисунок 4. Планы положений механизма.

1.2 Определение линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма графо-аналитическим методом (построение плана скоростей)

Определяем угловую скорость звена АВ:

, (4)

где п₁ - частота вращения кривошипа АВ, об/мин:

, (5)

где U - передаточное отношение между кривошипом и карданным валом.

щ₁=3,14·240·11/30=276,3 с^-1

Скорость точки В определяем по формуле:

(6)

V_B=276,3·0,033=9,1 м/с

Скорость точки А направлена в сторону угловой скорости и перпендикулярна кривошипу АВ. Выбираем масштабный коэффициент для построения плана скоростей:

(7)

м_V=9,1/50=0,182

Планы скоростей строятся для двух положений, определяемых углом ₁=180⁰ - шестое положение и ₁=210⁰ - седьмое положений (в соответствии с рисунком 5).

Проводим отрезок p_vв=50 мм (выбирается произвольно, предпочтительнее взять 100 мм) перпендикулярно АВ. Вектор изображает скорость точки В (в соответствии с рисунком 5).

Рисунок 5. Планы скоростей.

Для получения скорости точки С используем формулу для плоского движения шатуна ВС:

(8)

Данное векторное уравнение решается графически построением плана скоростей. Направление скорости , а скорости точки В - параллельно горизонтальной направляющей. Строим векторный треугольник p_vbс (в соответствии с рисунком 5). Из p_v проводим вертикальную прямую, а из точки b прямую, перпендикулярную звену СВ, на пересечении двух прямых получаем точку с.

Скорости центров тяжести звеньев определяем из теоремы подобия плана скоростей плану положений механизма:

Из планов скоростей определяем:

для 6-ого положения:

V_C=(P_VC)·м_V=0·0,289=0 м/с

V_S1=(P_VS₁)·м_V=25·0,289=7,23 м/с

V_S2=(P_VS₂)·м_V=7,23 м/с

V_C=V_S3=0 м/с

V_CB=(Cb)·м_V=50·0,289=14,5 м/с

для 7-ого положения:

V_C=(P_VC)·м_V=20·0,289=5,78 м/с

V_S1=(P_VS₁)·м_V=25·0,289=7,23 м/с

V_S2=(P_VS₂)·м_V=31·0,289=8,959 м/с

V_C=V_S3=5,78 м/с

V_CB=(Cb)·м_V=42·0,289=12,138 м/с

Угловая скорость шатуна ВС определяется по формуле:

(9)

для 6-ого положения:

щ₂=щ_BC=14,5/0,16=90,6 с^-1

для 7-ого положения:

щ₂=щ_BC=14,512,138/0,16=75,9 с^-1

Результаты расчета сводим в таблицу 3.

Таблица 3 Кинематические параметры

№ положения	VВ, м/с	Vc, м/с	VСВ, м/с	VS1, м/с	VS2, м/с	VS3, м/с	щВС, с-1
6	9,1	0	14,5	7,23	7,23	0	90,6
7	9,1	5,78	12,138	7,23	8,959	5,78	75,9

1.3 Определение линейных ускорений точек и угловых ускорений звеньев механизма графо-аналитическим методом (построение плана ускорений)

кинематический двигатель инерция редуктор

Определяем ускорение точки В:

, (10)

где - нормальное ускорение, м/с ², направлено параллельно звену ВА от точки В к А:

(11)

=276,3²·0,033=2519,3 м/с²

- касательное ускорение, м/с², направлено в сторону углового ускорения и перпендикулярно звену ВА:

(12)

=190·0,033=6,27 м/с ²

Выбираем масштабный коэффициент для построения плана ускорения:

(13)

м_б=2519,3/60=41,99

Отрезок Р_ап ₁ выбирается произвольно, предпочтительнее взять 100 мм.

Отрезок

=6,27/41,99=0,15 мм

Планы ускорений строятся для двух положений, определяемых углом ₁ =180⁰ - шестое положение и ₁=210⁰ - седьмое положений (в соответствии с рисунком 6).

Из точки Р_а проводим прямую Р_ап ₁=60 мм и параллельную звену АВ, из-за того, что отрезок п ₁ в очень мал, точка п ₁ и в находятся в одном месте.

Рисунок 6. Планы ускорений.

Для определения ускорения точки С записываем векторное уравнение:

(14)

Данное векторное уравнение решается графически построением плана ускорений.

Нормальное ускорение звена СВ определяется по формуле:

(15)

Для 6-го положения:

=90,6²·0,16=1313,34 м/с ²

Отрезок

=1313,34/41,99=31,3 мм

Для 7-го положения:

=75,9²·0,16=922 м/с²

Отрезок

=922/41,99=21,96 мм

Вектор нормального ускорения направлен параллельно , вектор касательного ускорения направлен перпендикулярно , направление вектора ускорения точки С параллельно горизонтальной направляющей. Из точки b откладываем отрезок bп ₂ параллельно звену СВ, заданной длины. Из точки п ₂ строим перпендикуляр к звену СВ, а из полюса Р_а вертикальную прямую, на пересечении двух этих прямых получаем точку с.

Точки s₁ и s₂ - центры тяжести звеньев, находятся соответственно в середине 1-го и 2-го звена.

Из планов ускорений определяем:

для 6-ого положения:

а_С=(Р_ас)·м_б=48·41,99=2015,52 м/с²

а_S1=(Р_а·s₁)·м_б=30·41,99=1259,7 м/с²

а_S2=(Р_а·s1)·м_б=53·41,99=2225,47 м/с²

а_S3=а_С=2015,52 м/с²

=(n₂c)·м_б=31,3·41,99=1314,287 м/с²

для 7-ого положения:

а_С=(Р_ас)·м_б=47·41,99=1973,53 м/с²

а_S1=(Р_а·s₁)·м_б=30·41,99=1259,7 м/с²

а_S2=(Р_а·s1)·м_б=52·41,99=2183,48 м/с²

а_S3=а_С=1973,53 м/с²

=(n₂c)·м_б=30·41,99=1259,7 м/с²

Угловое ускорение звена СВ определяем по формуле:

(16)

для 6-ого положения:

е₂=е_СВ=1314,287/0,16=8214,3 с^-2

для 7-ого положения:

е₂=е_СВ=1259,7/0,16=7873,1 с^-2

Направление углового ускорения определяется по вектору . Вектор п ₂с с плана ускорений мысленно переносим в точку С на плане положений механизма и заставляем вращать точку С вокруг В.

Результаты расчета сводим в таблицу 4.

Таблица 4 Кинематические параметры

№ положения	аВ	аС			аS1	аS2	аS3	еСВ
	м/с 2	м/с 2	м/с 2	м/с 2	м/с 2	м/с 2	м/с 2	рад/с 2
6	2519,3	2015,52	1313,34	1314,287	1259,7	2225,47	2015,52	8214,3
7	2519,3	1973,53	922	1259,7	1259,7	2183,48	1973,53	7873,1

1.4 Исследование механизма методом построения кинематических диаграмм

Чтобы наглядно увидеть изменение положения, скорости и ускорения какого-либо звена, принято строить кинематические диаграммы.

Положение звена 3 движущегося прямолинейно-поступательно, можно определить положением точки С этого звена. Построим зависимость перемещения точки С как функцию угла поворота ц, т.е. S=S(ц) или S=S(t) (в соответствии с рисунком 7).

Масштабные коэффициенты по оси абсцисс выберем следующие:

м_ц=2р/120=0,0523 рад/мм

м_t=м_ц/щ₁=0,0523/276,3=0,00019 с/мм (17)



Рисунок 7. Кинематические диаграммы.

Масштабный коэффициент по оси ординат выберем:

м_S=м_l=0,00165 м/мм

Графическим дифференцированием в зависимости S=S(ц) получаем скорость точки С:

(18)

Используя метод секущих, разобьём угол ц=2р на 12 равных частей и на каждой части заметим изменённые перемещения прямой под углом б₁, б₂, тогда на диаграмме V=V(t) скорость будет постоянной. Откладывая эти углы на продолжении влево по оси ц, будем получать усреднённые значения скоростей по оси ординат. Масштабный коэффициент диаграммы V=V(t) будет рассчитан по следующей формуле:

(19)

м_V=0,00165/0,00019·30=0,289

где h_vO - отрезок дифференцирования принимаем равным 30 мм.

Аналогично, графическим дифференцированием зависимости V=V(t), определим диаграмму б=б(t), масштабный коэффициент которой равен:

(20)

м_б=0,289/0,00019·30=50,702

Зная масштабные коэффициенты м_V, м_б определим значение скоростей и ускорений точки С для двух положений и занесём в таблицу 5. Сравним с результатами скоростей и ускорений, определенных из планов скоростей и ускорений.

Таблица 5 Сравнение кинематических параметров

Кинематические параметры	Положение 6	Положение 7
	VВ, м/с	бВ, м/с2	VВ, м/с	бВ, м/с2
Графический метод	0,595	3777,6	8,03	3494,28
Графо-аналитический метод	0	1021,91	1,67	1000,62

1.5 Построение графика давления

В данном задании (в соответствии с рисунком 2) заданно давление Р - отношение силы, действующей перпендикулярно поверхности поршня, т. е.:

, (21)

где S - площадь поршня, м²:

=3,14·0,085²/4=0,0667250 м²

D - диаметр поршня (исходные данные), м.

По диаграмме на рисунке 2 определяем максимальные давления:

-расширения Р_mах=2,5·10⁶ Н/м²

-сжатие Р_mах=0,6·10⁶ Н/м²

Тогда значение силы по формуле (20) при расширении и сжатии будут следующие:

F_po=2,5·10⁶·0,066725=16,68125·10³ Н

F_co=0,6·10⁶·0,066725=4,0035·10³ Н

График давления строится по клеточкам исходя из значения хода поршня (в соответствии с рисунком 2).

Вычисляем масштабные коэффициенты:

=16,68125·10³/55=303,30 Н/мм

=4,0035·10³/13=307,96 Н/мм

Величины "55" и "13" берутся из построенной диаграммы.

Зная масштабные коэффициенты, рассчитываем силу для 11-ти положений, а результаты расчётов сводим в таблицу 6.

Пример кинематического анализа механизма приведён в приложении В.

Таблица 6 Значения силы, действующей перпендикулярно поверхности поршня

Положение	Расширение	Сжатие
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Сила F, Н	13041,90	8189,10	4337,19	1668,15	667,26	0	153,980	923,880	923,880	1847,760	3387,560

2. Кинетостатический (силовой) анализ механизма

Задачей силового исследования механизма является определение реакций во всех кинематических парах механизма, а также определение уравновешивающей силы или момента.

Сущность метода кинетостатики заключается в следующем: если к внешним силам, действующим на звено, условно приложить силу инерции, то данное звено будет находиться как бы в равновесии (принцип Даламбера).

В результате метод кинетостатики позволяет задачу динамики свести к задаче статики.

Расчет производят для одного положения механизма. Рассмотрим для положения 7.

2.1 Определение силовых факторов, действующих на звенья механизма

К внешним силам следует отнести силы полезного сопротивления или момент сопротивления, действующим на выходное звено, силы тяжести звеньев. Если силы сопротивления не заданы (холостой ход), то учитывают только силы тяжести.

Массы звеньев механизма определяют по формуле:

m_i=q_i•l_i, (22)

где q_i- масса, приходящаяся на единицу длины звена, принять q=10 кг/м;

l_i - длина звена, м.

Тогда получаем:

-масса шатуна ВС:

т₂=q•l_ВС=10·0,16=1,6 кг

-масса ползуна по исходным данным:

т ₃=0,3т₂=0,3·1,6=0,48 кг

-масса кривошипа АВ по исходным данным:

т₁=2т₂=2·1,6=3,2 кг

Силы тяжести звеньев определяем по формуле:

G_i=m_i·g, (23)

где g - ускорение свободного падения тела g=9,8 м/с ².

Тогда силы тяжести звеньев будут равны:

-кривошипа G₁=m₁·g=7,2·9,8=70,58 Н

-шатуна G₂=m₂·g=3,6·9,8=35,28 Н

-ползуна G₃=m₃·g=1,08·9,8=10,584 Н

В общем случае для вращательного и плоскопараллельного движений звеньев будет два инерционных силовых фактора: сила инерции и инерционный момент. Сила инерции будет приложена в точке центра тяжести и направлена противоположно ускорению центра масс.

Сила инерции определяется по формуле по формуле:

(24)

Тогда:

F_u1=m₁·a_S1=7,2·1259,7=9070 Н

F_u2=m₂·a_S2=3,6·2225,47=8011,69 Н

F_u3=m₃·a_S3=1,08·2015,52=2176,76 Н

Момент силы инерции направляется противоположно направлению углового ускорения и определяется по формуле:

(25)

где J_s - момент инерции относительно центров масс, кг·м ²;

по исходным данным для шатуна:

J_S2=0,17m₂l=0,17·3,6·0,16²=0,0157 кг·м²

для кривошипа:

J_А=0,33m₁l=0,33·7,2·0,033²=0,0026 кг·м²

Тогда:

M_u1=J_А·е₁=0,0026·190=0,49 Н·м

M_u2=J_S2·е₂=0,0157·7873,1=124 Н·м

2.2 Силовой расчет структурной группы Асcура 2-3

Для определения сил реакций в кинематических парах механизма вычерчиваем структурную группу 2-3 (в соответствии с рисунком 8 а) сохраняя масштабный коэффициент м_l=0,00375 м/мм.

Применяя принцип освобождаемости от связей, укажем силы взаимодействия в кинематических парах:

-R_С - сила, действующая со стороны направляющих движения ползуна С;

-R₁₂ - сила, действующая в шарнире В, представим в виде двух составляющих:

Нормальная составляющая направляется вдоль звена СВ, а касательная составляющая -перпендикулярно звену СВ.

Рисунок 8. К силовому расчёту структурной группы 2-3.

Векторное уравнение равновесия структурной группы имеет вид:

, (26)

где Р_дв -движущая сила, приложенная в точке С, Н;

для нашего случая Р_дв=FC₇=219,195 Н.

Для определения составляем уравнение моментов сил относительно точки С для звена ВС:

(27)

где - плечи соответствующих сил, м; берём со схемы структурной группы механизма в миллиметрах и умножаем на м_l:

h_G2=7·0,00165=0,01155 м

h_Fu2=22·0,00165=0,03630 м

Строим силовой многоугольник по уравнению равновесия структурной группы в масштабе . Векторный многоугольник начинаем строить с известной силы , которая в масштабе даёт отрезок:

Все силы из уравнения равновесия переводим через м_р в мм, т.е. каждую силу делим на м_р: G₂=0,6мм, F_u2=250 мм, G₃=0,18 мм, F_u3=68 мм, Р_дв=4 мм.

Доходим до силы Р_дв и замыкаем силовой многоугольник направлением векторов: R₄₃ проходит через конец силы Р_дв, а через начало вектора , пересечение этих двух направлений даёт точку "в" (в соответствии с рисунком 8 б).

Из силового многоугольника определяем:

2.3 Силовой расчёт ведущего звена

Вычерчиваем ведущее звено в масштабе м_l и прикладываем к нему силы: G₁, F_u1, М_{и 1}, R₂₁ -сила реакции со стороны шатуна, которая по модулю равна R₁₂ и противоположно направлена ей , Р_ур прикладываем перпендикулярно звену АВ (в соответствии с рисунком 9).

Рисунок 9. Ведущее звено.

Составляем уравнение моментов относительно точки А:

(28)

2.4 Определение уравновешивающей силы по методу Н.Е. Жуковского

Строим повернутый на 90⁰ план скоростей в произвольном масштабе (в соответствии с рисунком 10). Перенесем все силы, действующие на звенья механизма, в одноименные точки на плане скоростей.

Инерционные моменты сил разложим на пары сил:

(29)

F₁=0,49/0,033=14,8 Н

(30)

F₂=124/0,16=775,0 Н

Рисунок 10. Рычаг Н.Е. Жуковского.

Уравновешивающую силу Р_ур приложим в точку "в" перпендикулярно Р_в.

Составим уравнение моментов сил относительно полюса плана скоростей, измеряя плечи сил по чертежу в миллиметрах. Для рычага Н.Е. Жуковского: сумма моментов всех внешних сил и сил инерций относительно полюса повернутого плана скоростей равна нулю.

(31)

=3112 Н

Относительная погрешность в определении уравновешивающей силы по двум методам составляет:

(32)

3. Приведение сил и масс в механизме

Приведем все внешние силы и массы звеньев механизма к звену приведения АВ для 7-го положения.

3.1 Определение приведенного момента сил

Приведенным моментом сил называется такой момент, мгновенная мощность которого равна мгновенной мощности всех сил, действующих на звенья механизма:

N_пр=УN_I (33)

N_пр= М_{пр ·} щ₁ (34)

?Н_і=G₁·V_S1·cos()+G₂·V_S2·cos()+G₃·V_S3·cos() (35)

(36)

Значение углов между силами тяжести и скоростями центров тяжести определяются из плана скоростей для заданного положения механизма:

cos ()=cos 120⁰=-0,5

cos ()=cos 138⁰=-0,743

cos ()=cos 180⁰=-1

Все значения подставляем в формулу (32) и получаем М_пр=-2,87 Н·м.

3.2 Определение приведенного момента инерции и приведенной массы

Приведенным моментом инерции звена приведения называется такой момент инерции, кинетическая энергия которого равна кинетической энергии всего механизма:

Т_пр=У Т_i (37)

Т_пр= (38)

(39)

(40)

Подставив все значения в формулу (36) получим J_пр=0,0303 кг·м ².

Для приведенной массы запишем значение кинетической энергии по формуле:

(41)

(42)

Подставив все значения в формулу (38) получим Т_пр=5,35 кг

4. Проектирование планетарной зубчатой передачи

Спроектировать планетарную зубчатую передачу (в соответствии с рисунком), если известно:

-частота вращения карданного вала (и шестерни) n_р=240 об/мин;

-передаточное отношение между кривошипом и карданным валом U_кр.р.=-11;

-число зубьев колёс Z₅=17, Z₆=22;

-число сателлитов в планетарной передаче k=4;

-модуль зубчатых колёс m=2 мм

4.1 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора

Передаточное отношение от кривошипа к планетарному редуктору определяется по формуле:

(43)

=-11·(-17/22)=8,5

или

Выделим дробь с числами зубьев

=8,5-1=7,5

При подборе чисел зубьев учитываем: х=0, z_min=17, внутреннее колесо имеет число зубьев >85.

Число 5,3 представляем рядом приближенных дробей: ; ; ;…

Числа, стоящие в знаменателе можно принять за число зубьев колеса 1, так чтобы оно было кратно числу сателлитов k=4. Принимаем Z₁=32, тогда дробь представим в виде ; получаем Z₂=56.

Остаётся дробь

Из условия соосности определяем Z₃:

Z₁+Z₂=Z₄-Z₃>32+56=3Z₃-Z₃>Z₃=44>Z₄=3·44=132

4.2 Проверка условий соосности, соседства и сборки

-условие соосности:

Z₁+Z₂=Z₄-Z₃ (44)

32+56=132-44 выполняется

-условие соседства, при :

(45)

выполняется

-условие сборки

целое число (46)

где р=1,2,3,4 и т.д.

целое число

Сборка всегда может быть обеспечена, если число зубьев каждого центрального колеса Z₁ и Z₄ кратно числу сателлитов:

и

4.3 Определение радиусов колёс

Строим кинематическую схему планетарного редуктора в масштабном коэффициенте:

Переводим значения радиусов колёс через масштабный коэффициент:

r₁=ОА=16 мм, r₂=АВ=28 мм, r₃=СВ=22 мм, r₄=ОС=66 мм, ц_н=180/4=450

4.4 Построение картины линейных скоростей

Скорость точки А, принадлежащей колесу 1, вычисляем по формуле:

V_A=щ₁·r₁=276,3·32·10^-3=8,8416 м/с

Изображаем скорость точки А вектором АА ₁ с учетом выбранного масштабного коэффициента м_V:

(47)

где АА^I - произвольный отрезок, мм.

Соединяем точки А^I и О, А^I и С, достраиваем вектор ВВ^I и соединяем В^I с О, на пересечении прямых ОВ^I и АА^I получаем точку А^II.

Из картины линейных скоростей определяем передаточное отношение:

(48)

Погрешность в определении передаточного отношения двумя методами составит:

Скорость точки В при помощи картины линейных скоростей будет равна:

V_B=BB^I·м_V=22·0,289=6,358 м/с

Скорость точки С равна нулю, т.к. является мгновенным центром скоростей блока 2-3.

4.5 Построение картины угловых скоростей

Строим пучок лучей с общей точкой Р, каждый из которых составляет с вертикалью ОР=20…30 мм соответственно угол ц₁, ц₂, ц₃.

Масштабный коэффициент для построения картины угловых скоростей определяем по формуле:

(49)

м_щ=0,289/0,00165·20=8,7576 рад·с^-1/мм

Из картины угловых скоростей определяем:

щ₁=О ₁·м_щ=58·8,7576=507,941 с^-1

щ₂=О ₂·м_щ=-21·8,7576=-183,910 с^-1

щ_Н=О_Н·м_щ=9·8,7576=78,818 с^-1

Колесо 2 совершает движение в сторону обратную вращению 1-го колеса и водила Н.

Из картины угловых скоростей определяем передаточное отношение

(50)

U_1Н=507,941/78,818=6,44

Погрешность в определении передаточного отношения двумя методами составит:

ДU_1Н=(6,44-6,3)/6,44·100 %=2,17 %?5 %

Заключение

При выполнении курсовой работы был произведен кинематический и кинетостатический анализ механизма.

Приведены силы и массы в механизме.

Было проведено проектирование планетарной зубчатой передачи

Определены:

-положение звеньев механизма и траектории движения его точек;

-линейные скорости точек и угловых скоростей звеньев механизма графо-аналитическим методом;

-силовые факторы, действующие на звенья механизма;

-уравновешивающая сила по методу Н.Е. Жуковского;

-приведенный момент сил;

-приведенный момент инерции и приведенной массы;

-радиусы колёс.

Был исследован механизм методом построения кинематических диаграмм.

Был построен график давления.

Был проведен силовой расчет структурной группы Ассура 2-3 и силовой расчёт ведущего звена.

Подобрано число зубьев планетарного редуктора.

Была проведена проверка условий соосности, соседства и сборки.

Были построены картины линейных и угловых скоростей.

Список использованной литературы

1. "Теория механизмов и машин". Под ред. К.В. Фролова. М.,1986.

2. Артоболевский И.И. "Теория механизмов и машин" - М.,Наука,1988-640 с.

3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под ред. А С. Кореняко. М., "Машиностроение", 1994.

4. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории и механике машин. М.,1996.

5. В.А. Чупин, Г.А. Барсов, Ю.Н. Юдин. Сборник задач по теории механизмов и машин -М., Высшая школа, 1982.

Размещено на Allbest.ru

...