Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Динамическое исследование механизма

Содержание

Аннотация

Курсовая работа состоит из двух разделов.

В первом разделе приведен кинематический и динамический анализ механизма, выбран электродвигатель и определены размеры маховика. Во втором разделе сделан синтез зубчатой передачи и построена кинематическая схема редуктора. Графическая часть работы состоит из двух листов формата А1.

Введение

Пиломатериалы, или заготовки, поступающие после раскроя в дальнейшую обработку, почти всегда имеют риски дефекты поверхности, легко устранимые при строгании. Наряду с устранением дефектов часто необходимо получить точно выверенную (базовую) поверхность, чтобы, ориентируясь на нее, можно было выверить и остальные поверхности и иметь детали правильной формы. Для этих целей служит строгальный станок - устройство для обработки строгальными резцами горизонтальных, вертикальных и наклонных поверхностей с прямолинейными образующими. Различают поперечно-строгальные и продольно-строгальные станки.

Главное движение строгального станка - прямолинейное возвратно-поступательное. У поперечно-строгального станка оно сообщается резцу, закрепленному в суппорте, у продольно-строгального станка - столу, на котором устанавливается изделие. Резание производится во время рабочего хода, затем следует холостой ход (с более высокой скоростью), при котором резец (или изделие) возвращается в первоначальное положение. Скорость главного движения остается постоянной у всех продольно-строгальных станков и поперечно-строгальных станков с гидравлическим приводом и меняется (от нуля до максимальной и вновь до нуля) у поперечно-строгальных станков с приводом от кулисно-кривошипного механизма. В конце каждого холостого хода осуществляется движение подачи (в поперечном направлении относительно направления главного движения). У поперечно-строгальных станков оно сообщается столу и закрепленному на нём изделию. На поперечно-строгальных станках обрабатывают мелкие и средние изделия. Из-за холостого хода невыгодно использование строгальных станков в крупносерийном и массовом производстве, где они заменяются фрезерными, протяжными, шлифовальными станками. Деталь правильной формы получается в том случае, если в процессе обработки на строгальном станке она занимает определенное положение по отношению к режущему инструменту и направляющим (столу, линейке), при этом точность детали зависит от того, насколько выверены пласть и кромка, прилегающие к установочным устройствам (линейке). Обычно в результате строгания образуются гладкие и профильные поверхности. Для строгания применяют фуговальные, рейсмусовые и четырехсторонние строгальные станки.

В истории развития сыграли большую роль Роберте Ричард, английский изобретатель, и Несмит Джеймс, английский машиностроитель. Роберте Ричард прошёл путь от рабочего в каменном карьере до создателя станков. В 1816-17 на средства компаньона основал машиностроительный завод. Построил продольно-строгальный станок (1817).

Несмит Джеймс - организатор и владелец машиностроительного предприятия в Манчестере (с 1834). Создал поперечно-строгальный и фрезерный станки для обработки граней гаек. В 1843 приезжал в Петербург, затем поставлял в Россию паровые молоты и станки. Опубликовал труд, в котором обобщил опыт конструирования станков (1841). В России, начиная с 1870 года, Московский станкостроительный завод "Красный пролетарий" стал производить строгальные станки.

1 Динамическое исследование механизма.

1.1 Структурный анализ механизма.

Подвижность механизма определяется по формуле Чебышева:

Где n - число подвижных звеньев; - число низших пар; - число высших пар; - число избыточных связей.

n=5; число низших пар A (1-0), B (1-2), B (2-3), C (3-0), D (3-4), E (4-5), E (5-0), ,

Предполагаем W=1, тогда - избыточных связей нет.

W=1.

Разбиваем механизм на группы Ассура и начальный механизм (рис.2)

Группа Ассура

Формула строения механизма:

-механизм второго класса.

1.2 Структурный синтез механизма.

При структурном синтезе мы подбираем размеры звеньев, т.е. расстояния между осями шарниров, для того чтобы определенные точки звеньев перемещались по определенным законам.

Рассмотрим синтез кулисного и ползунного механизмов.

В исходных данных у нас дана длина стойки0,05 м; ход ползуна H=0,25 м; коэффициент изменения средней скорости ползуна 5-1,50; необходимо найти радиус кривизны кривошипа , а также

Так как H=0,25 м, а 0,05 м, то мы выбираем схему кулисного механизма с двумя кривошипами.

Условия проворачиваемости кривошипа АВ и кулисы СВ состоит в том, чтобы длина стойки была меньше длинны кривошипа, т. е. .

Находим радиус кривошипа ,

Повороту кривошипа на угол из положения в положение соответствует холостой ход, а повороту на угол из в положение - рабочий ход.

Остальные размеры определяются так же, как в задачах синтеза кривошипно – ползунного механизма, т.к. шатун DE и ползун E вместе с кривошипом DC (частью кулисы BCD) можно рассматривать как кривошипно – ползунный механизм. Здесь

1.3 Построения плана положений.

План 12 равноотстоящих положений кривошипа и других звеньев строим в масштабе 0,002

На планах положений отмечаем точки центров тяжести соответствующих звеньев.

Выделим одно из положений, для которого будет произведен силовой анализ.

1.4 Построение плана возможных скоростей.

Планы скоростей строим для каждого положения механизма.

Определяем среднюю угловую скорость вращения ведущего звена:

;

в сторону

Отрезок выбираем равным 50 мм

находим из подобия. Запишем соотношения:

; .

Кроме этого, используем правило обхода. В нашем случае точки BCD читаются против часовой стрелки. Следовательно, на плане скоростей точки, bcd или bpd читаются против часовой стрелки.

Таблица 1.

№ положения	мм	мм	мм	мм	мм	мм
0, 12	47,32	38,6	0	30,27	38,6	16,14
1	48,17	29,37	24,53	27,43	25,95	13,38
2	49,8	16,42	59,11	56,69	42	4,43
3	49,45	26,45	40,51	47,73	40,95	7,42
4	47,8	41,51	12,58	29,41	33,75	14,67
5	47,4	36,71	3,24	22,41	27,75	15,91
6	51,85	29,6	14,24	24,78	26,4	13,74
7	49,3	16,52	21,2	25,86	22,8	8,35
8	49,94	4,55	27,8	28,84	22,23	2,32
9	49,84	7,77	31,1	29,91	22,12	3,99
10	49,02	19,53	29,58	28,77	23,1	9,81
11	47,93	30,16	20,23	24,95	25,2	14,23

1.5 Построение одномассовой динамической модели механизма.

При динамическом анализе механизма мы заменяем механизм динамической моделью (в нашем случае это кривошип со стойкой), при этом все силы и массы мы приводим к звену (кривошипу), которое называется звеном приведения.

Мы должны выполнить 2 условия замены механизма на динамическую модель.

1. - мощность звена приведения равна сумме мощностей от сил, действующих на механизм.

2. - кинетическая энергия звена приведения равна сумме энергий всех звеньев механизма.

1.6 Приведение сил.

Из условия находим

В нашем случае мы учитываем силу , действующею на 5 звено, остальными силами ввиду их малости по сравнению с , пренебрегаем.

Отношение найдем из планов возможных скоростей, учитывая, что

Величину находим для тех положений механизма, где действует сила .

Для этого на плане положений отложим расстояние xH= от крайних положений рабочего хода и обратным путем методом засечек найдем точки на траектории движения кривошипа, в пределах которых действует сила .

Рассчитаем и результаты заносим в таблицу 2.

1.7 Приведение масс.

Приведенный момент инерции – момент инерции звена приведения относительно оси его вращения, определяется из условия равенства кинетических энергий звеньев механизма кинетической энергией звена приведения.

При подсчете учитываются только массы звеньев, не связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением.

где - приведенный момент инерции кривошипа и звеньев, связанных с ним постоянным передаточным отношением; - приведенный момент инерции звеньев, не связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением.

Делим этот выражение на и умножаем на 2. Учитываем, что

т.к. звено безмассовое,

Отношение скоростей найдем из планов возможных скоростей, учитывая, что

Здесь везде и т.д. – отрезки на планах возможных скоростей.

Результаты расчетов сведем в таблицу 2. По данным расчетов на листе 1 строим графики с масштабными коэффициентами за один цикл установившегося движения равный одному обороту кривошипа.

№ Пол.	F, н	нм	кг
0,12	0	0	0,064	0,00333	0,0108	0	0,078
1	0	0	0,0526	0,00195	0,00871	0,038	0,1012
2	0	0	0,1347	0,00059	0,03809	0,2304	0,404
3	0	0	0,13	0,0015	0,027	0,105	0,264
4	0	0	0,089	0,0039	0,0099	0,25	0,3528
5	0	0	0,06	0,0027	0,0058	0,000625	0,0151
6	1500	-34,6	0,054	0,002	0,0072	0,013	0,0762
7	1500	-48,93	0,04	0,0006	0,008	0,029	0,0776
8	1500	-68,60	0,0336	0,000048	0,0097	0,05	0,0933
9	1500	-76,8	0,038	0,00013	0,01	0,0625	0,1106
10	1500	-74,72	0,0416	0,00086	0,01	0,0576	0,11
11	1500	-51,28	0,049	0,002	0,007	0,027	0,085

1.8 Выбор электродвигателя.

Графически интегрируем график и получаем график работы сил сопротивления за один цикл установившегося движения.

Масштабный коэффициент

где отрезок, используемый при графическом интегрировании.

За один цикл установившегося движения работа сил производственного сопротивления равна работе сил движущих

Принимаем допущение, что привязанный момент движущих сил есть величина постоянная и не зависит от

Тогда на графике работ работа движущих сил есть прямая линия, соеденяющая значение на графике в начале и в конце цикла.

Графически дифференцируем график и получаем график в виде прямой линии, параллельной оси абсцисс.

Значение приведенного момента движущих сил мощность движущих сил на звене приведения

Потребляемая мощность двигателя определяется с учетом потерь на трение в механизме и приводе.

По каталогу выбираем асинхронный электродвигатель, номинальной мощностью 1,1Квт,

маховый момент ротора. Момент инерции ротора как сплошного цилиндра

1.9 Определения момента инерции маховика.

Назначение маховика в механизме – обеспечение заданной неравномерности вращения главного вала, совпадающего со звеном приведения.

Исходные данные: графики работ график

Синтез маховика выполняем методом Мерцалова. Для этого строим график где приращение кинетической энергии за один цикл установившегося движения.

Так как то график имеет такой же вид, что и график

кинетическая энергия звеньев машинного агрегата, не связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением.

Масштабный коэффициент определяется из условия

где отрезок в мм на графике и

строим график в масштабе для чего каждое значение графика в масштабе уменьшаем в раз.

Строим график на графике необходим максимальное и минимальное значение и замеряем размах (a=55мм) значений

Приведенный момент инерции звеньев, связанных с кривошипом постоянным передаточным числом.

Значение включает в себя приведенные к валу кривошипа моменты инерции ротора электродвигателя звеньев момента инерции кривошипа и момент инерции маховика

Отсюда

где

1.10 Проектирование маховика.

Для уменьшения массы и габаритов целесообразно применять конструкцию маховика в виде тяжелого обода, связанного с насаживаемой на вал ступицей, облегченным диском.

Для такого маховика:

где m и D – соответственно масса и средний диаметр обода;

плотность материала,

b и h – соответственно ширина и толщина обода.

Выбираем коэффициенты из рекомендуемых диапазонов:

Диаметр

Выбираем чугунный маховик (литой), тогда

Массу обода находим по формуле:

С учетом массы, ступицы и ребер жесткости – масса маховика:

Вычерчиваем маховик в графической части курсового проекта на 1-ом листе в масштабе М1:5.

2 Синтез зубчатых механизмов

2.1 Исходые данные

При проектировании зубчатых передач потребуются данные, которые сведены в таблицу 8.

Исходные данные Таблица 8.

№ п/п	Наименование параметров	Обозначение	Размерность	Числовое значение
1.	Числа зубьев колес 1 и 2	Z₁ Z₂	— —	13 19
2.	Модули зубчатых колес 1 и 2 планетарного редуктора	m₁ m₁₁	мм мм	4 3
3.	Число сателлитов планетарного редуктора	k	—	3

2.2 Геометрический расчет пары z1 z2.

Задачей геометрического синтеза зубчатого зацепления является определение его размеров, а также качественных характеристик (коэффициентов перекрытия, относительного скольжения и удельного давления), зависящих от геометрии зацепления.

2.2.1 Определение размеров зубчатого зацепления.

Размеры колес, а также всего зацепления, зависят от чисел z₁ z₂ зубьев колес, от модуля m зацепления, общего для обоих колес.

Делительный шаг

P=π·m=3,14·4=12,56

Коэффициент смещения по рекомендациям ISO

положительная передача

Основной величиной, характеризующей зацепление, является угол зацепления a_w, определяемый по формуле

Межосевое расстояние

Делительные радиусы

Делительное межосевое расстояние

a=r1+r2=26+38=64 мм

Коэффициент воспринимаемого смещения

Коэффициент уравнительного смещения

Начальные радиусы

Радиусы вершин зубьев

Радиусы впадин

Высота зуба

Основной радиус

Делительная толщина зуба

2.2.2 Определение качественных показателей зацепления

Качественными показателями зацепления являются коэффициенты торцового перекрытия e_a, удельного скольжения .

Коэффициент торцового перекрытия.

Учитывает непрерывность зацепления в передаче, которая обеспечивается перекрытием во времени одной пары зубьев работой другой пары.

Определить коэффициент торцового перекрытия можно по формуле:

Коэффициент торцового перекрытия e_a не должен быть меньше единицы, так как это приводит к перерывам в передаче движения от ведущего колеса к ведомому и к ударам зубьев колес. При проектировании зацепления коэффициент перекрытия берут не меньше 1,2 (иногда допускают до 1,1).

Коэффициент удельного скольжения.

Так как рабочие участки профилей зубьев перекатываются друг по другу со скольжением, то на этих участках возникают силы трения и происходит процесс изнашивания. Характеристикой вредного влияния скольжения являются коэффициенты ₁ и ₂ удельного скольжения, которые определяются по формулам

,где

l — длина теоретической линии зацепления

x — расстояние от точки касания теоретической линии зацепления с основной окружностью меньшего колеса.

Пользуясь вышеприведенными формулами, составим таблицу значений ₁ и ₂.

Аа

АР

Ав

АВ

₁

-∞

-1,8681

0,666

₂

0,6539

-1,9807

-∞

Таблица составлена для значений x, определяющих фактически имеющиеся на зубьях рабочих участков профилей.

3 Выбор схемы редуктора

При синтезе нужно выбрать схему редуктора. Предпочтительнее те редуктора, которые позволяют получить высокий к.п.д., малые габариты и вес. Чтобы подобрать схему редуктора, определим передаточное отношение.

Общее передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений отдельных ступеней.

Передаточное число отдельной зубчатой пары составляет

Передаточное число планетарного редуктора составляет в этом случае

Выбираем редуктор типа А.

3.1 Подбор числа зубьев

Для определения числа зубьев воспользуемся методом генерального уравнения. Метод генерального уравнения состоит в решении общего уравнения, которое включает в себя условия 1,2,4,5 с последующей проверкой условия 3.

Общее уравнение:

Выбираем К- число сателлитов- равным 3.

Тогда:

Выбираем возможно число зубьев z₁ с учетом условия 5.

z₁=20

Получаем

z₂=43

z₃=106

с=42

Уточнение действительного передаточного отношения редуктора:

Отклонение от теоретического значения:

Заданное передаточное отношение обеспечено.

Условие соосности предполагает, что при расположении осей колес 1, 3 и водила h на одной прямой, должно быть обеспечено зацепление сателлитов с центральными колесами. Для этого необходимо выдержать равенство:

r₁+ r₂= r₃ - r_h ,

и учитывая, что колеса нулевые, их радиусы:

r_i = mz_i/2

Условие соосности можно записать в виде:

z_{1 +}z₂= z₃ – z_{2
,}

20 + 43 = 106 – 43 ,

63= 63.

Условие соблюдается.

Условие равных углов между сателлитами учитывает необходимость одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при симметричном расположении сателлитов.

Условие соседства требует, чтобы соседние сателлиты не задевали своими зубьями друг друга. Расчетная формула имеет вид:

, где

Условие соседства выполняется.

Определяем делительные диаметры колес:

Чертим редуктор в масштабе μl=1м/мм.

3.2 Кинематический анализ редуктора

Кинематическое исследование спроектированного планетарного редуктора удобно производить графически. Представление о распределении скоростей точек его звеньев можно получить, построив картину скоростей.

Вектор скорости точки А колеса 1 изображается в виде отрезка

где μv – масштабный коэффициент скоростей, мс^-1/мм.

Распределение скоростей точек радиальной прямой колеса определится наклонной прямой ОА’, проходящей через точки О и А’. Прямая распределения скорости точки сателлита 2 пройдет через точки А’ и Р’, где Р’- мгновенный центр вращения блоков. Отрезок ВВ’ пропорционален скорости точки В оси сателлита 2. Прямая распределения скоростей водила В’О проходит через точку В’ и О, находящуюся на центральной оси вращения.

Для получения наглядного представления о частотах вращения звеньев редуктора строим картину частот вращения. Выбираем за начало отсчета

точку О’.

О’1=n₁/ μn

=4(об/мин)/мм

О’1=920/4=230 мм

Используя ранее построенную картину линейных скоростей, строим картину частот вращения. Проведя из точки 1 прямую, параллельную закону распределения скоростей точек колеса 1 – ОА’ до пересечения с перпендикуляром к горизонтали в точке О’ , получим точку О”. Лучи, проведенные из О” параллельно наклонным прямым А’Р и ОВ’, на пересечении с горизонтальной осью дают точки 2 и h; отрезки О’2 и О’h пропорциональны соответственно частотам вращения сателлита 2 и водила h:

Примечание. Отрезок О’2 отложен в сторону отрицательного направления численной оси; это означает, что блок сателлитов вращается в направлении, обратном направлению вращения колеса 1.

4 Список используемой литературы

1.Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин. — М.: Наука, 1988.-640с.

2.Теория механизмов и машин: Учебник для втузов / К. В. Фролов, С. А. Попов, А. К. Мусатов и др.; Под ред. К. В. Фролова. - М.: Высш. Шк., 1987.-496 с.

3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / Кореняко А. С. и др. - Киев: Высш. Шк., 1970. - 332 с.

4.Большая советская энциклопедия. Изд. 3-е.-М.:Сов. Энциклопедия, 1970-1977.

Динамическое исследование механизма 📙 Курсовая → 🆔 72599