Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Теория механизмов и машин. 2

Старооскольский технологический институт (филиал)

Федерального государственного образовательного учреждения

высшего профессионального образования

"Национальный исследовательский технологический университет

"Московский государственный институт стали и сплавов"

Курсовая работа по дисциплине:

«Теория механизмов и машин»

Выполнил: студент группы ММО-08-1д

Горбачёв В.С.

Принял: Бородина М.Б.

г. Старый Оскол 2010 год

Содержание

1. Введение................................................................................................................................3

2.Структурный анализ механизма...........................................................................................4

3. Кинетический анализ механизма.........................................................................................6

4. Кинетостатический анализ механизма................................................................................9

5. Синтез кулачкового механизма.........................................................................................12

6. Синтез зубчатой передачи..................................................................................................13

7. Синтез основных параметров маховика...........................................................................18

8. Заключение..........................................................................................................................20

Список литературы.............................................................................................................21

Введение

В данном курсовом проекте по дисциплине “Теория машин и механизмов” рассматривается задача о проектировании машины на начальной стадии. Для выполнения этой задачи мной были изучены основные положения теории машин и общие методы кинематического, динамического анализа и синтеза механизмов.

Задача создания машины разбивается на четыре части. Первая часть структурный и кинематический анализ. Структурный анализ заключается в разложении механизма по группам Ассура, выделение кинематических пар, определение подвижности механизма и название звеньев. Структурный анализ даёт возможность определить порядок и методы кинематического анализа. Кинематический анализ производится для определения скоростей и ускорений шарнирно-рычажного механизма и ведется он с начального звена. В данном курсовом проекте определяются скорости и ускорения точек звеньев двумя способами: графоаналитическим (планы скоростей и ускорений) и графическим (метод диаграмм) способами. Планы скоростей строятся для 12 положений механизма, а планы ускорений для двух положений (рабочего и холостого хода механизма). В кинематическом расчете механизма строится годограф для одной точки принадлежащей механизму.

Задачи кинематики связаны с задачами кинетостатического анализа. Кинетостатический анализ производится в последовательности, обратной порядку кинематического исследования, т.е. начиная с последней, считая от ведущего звена, ассуровой группы и кончая расчетом ведущего звена. Кинетостатический расчет дает возможность определить реакции в кинематических парах, уравновешивающий момент или уравновешивающую силу на ведущем звене. Для контроля правильности графических построений по определению величины уравновешивающей силы, произведенной методом сил, определяется величина этой силы по методу Н. Е. Жуковского. Эти усилия необходимы при расчете на прочность и определение их рациональных конструктивных форм.

Третья задача курсового проекта – исследование привода механизма. Нужно определить по заданному передаточному отношению числа зубьев рядного соединения колес и планетарного соосного редуктора. Рассчитать основные параметры зубчатого зацепления, также графоаналитическим путем определяем передаточное число и скорости точек редуктора.

Проект заканчивается определением момента инерции и геометрических параметров маховика по заданному коэффициенту неравномерности движения механизма. Этот расчет основывается на определении петли Виттенбауэра, поэтому необходимо определить приведенный момент для 12 положений механизма с помощью метода Жуковского и приведенный момент инерции механизма так же для 12 положений. Расчет приведенных моментов производится без учета сил инерции, т.к. в курсовом проекте наш механизм считается тихоходны.

Структурный анализ механизма.

«Кулисный механизм поперечно-строгального станка»

об/мин

кг

град.

мм

град.

0.109

0,7

0,19

0.30

0,18

1/35

150

0.72

Приступая к выполнению проекта по теории машин и механизмов, следует прежде всего по заданной кинематической схеме представить себе, как должна работать проектируемая машина. Для этого нужно предварительно выяснить, сколько звеньев имеется в механизме и каким образом они между собой соединены, т.е. классификация кинематических пар. В данном курсовом проекте предлагается исследовать плоский механизм, поэтому кинематические пары могут налагать по две, либо по одной связи на относительное движение звеньев, образующих кинематические пары. К первому типу относятся низшие пары: вращательная (цилиндрический шарнир) и поступательная (ползун в направляющих); ко второму – высшие пары: сопрягающиеся профили зубьев, кулачёк-толкатель.

Структурный анализ заключается в расположении механизма по группам Ассура, выделение кинематических пар, определение подвижности механизма и название звеньев. Кинематический анализ производится для определения скоростей и ускорений поперечно-строгального станка и ведется он с начального звена. В кинематическом расчете механизма строится годограф для одной точки.

0 – стойка, 1- кривошип, 2 – куличный камень, 3 – кулиса, 4 – шатун, 5 ползун.

Ведущее звено – кривошип (1).

Имеем следующие кинематические пары: 0-1, 1-2, 2-3, 3-4, 0-3, 0-5.

Кинематический анализ механизма.

Задачи кинематического исследования механизма состоит в определении:

положение механизма в различный момент времени;
траекторий отдельных точек механизма;
величины и направления линейных скоростей и ускорений точек, угловых скоростей ускорений звеньев.

Определение перечисленных кинематических характеристик производится в пределах одного периода (цикла) установившегося движения механизма для 12 положений (план скоростей) и для 2положений план ускорений, что дает возможность с достаточным приближением решить поставленную задачу в целом.

Кинематическое исследование механизма производится в предложении, что ведущее звено вращается с постоянной угловой скоростью, несмотря на то, что в действительности угловая скорость вращения кривошипа не является постоянной. Такое допущение делается ввиду небольшого расхождения между средней угловой скоростью и действительной угловой скоростью кривошипа, а также технически облегчает построение планов ускорений.

1) Чертим кинематическую схему для 12 положений.

Графическим методом определяем положение всех звеньев механизма за цикл работы. Кулиса (3) соединена с ползуном (5) в точке В, которая перемещается вдоль звена 5. Если кривошип (1) будет двигаться с постоянной угловой скоростью, то точка А будет последовательно занимать положения , а точка В будет занимать последовательно положения , это и определяет характер движения как звена 3 так и звена 4.

Строим диаграмму перемещений. Для этого измеряем перемещение точки В на кинематической схеме и учитываем масштаб откладываем на диаграмме. Полученные точки соединяем плавной кривой линией, это и будет диаграмма перемещений. Перемещение точки В заносим в таблицу 1:

Таблица 1.

№ точ.

S, мм

103

131

149

144

106

2) План скоростей для 3 положения.

Запишем систему векторных уравнений для определения скорости т. В

Скорость направлено || и равна 32 мм.

Скорость т. В относительно т. А направлено || АВ

- это скорость стойки, поэтому равна 0,

Относительная скорость направлено ОВ

Из конца вектора проводим (только направление). Т.к. =0 то из полюса проводим (только направление). Пересечение этих прямых даст точку В. Скорость и связаны непосредственно, т.к. является жестким, то = (численно), а угол между векторами скоростей равны , т.е. . Поэтому поворачиваем на и получаем .

Построив планы скоростей, определяем все скорости звеньев, относительные и точки K=1/6BC

Определяем абсолютные скорости центров тяжести (из плана скоростей)

Определяем угловые скорости всех звеньев

Определяем нормальные ускорения звеньев

Подсчитанные значения запишем в таблицу 2.

Таблица 2.

0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19	0,19
0	0,26	0,32	0,39	0,41	0,42	0,31	0,12	0,12	0,19	0,23	0,21
0	0,14	0,24	0,31	0,33	0,30	0,26	0,078	0,23	0,30	0,31	0,23
0	0,019	0,021	0,010	0,005	0,017	0,021	0,008	0,021	0,032	0,020	0,032
0	0,16	0,12	0,053	0,022	0,093	0,16	0,19	0,18	0, 059	0,022	0,16
0	0,099	0,16	0,19	0,18	0,16	0,11	0,028	0,062	0,105	0,093	0,19

Кинетостатический анализ механизма.

В теории механизмов и машин широкое применение получил метод силового расчета механизмов. Этот метод основан на принципе Даланбера. Если к точкам несвободной системы вместе с задаваемыми силами приложить силы инерции, то совокупность этих сил уравновешивается реакциями связей. Этот прием, несмотря на свою условность, обладает тем важным для практики преимуществом, что позволяет свести решение задач динамики к задачам статики.

Кинематический метод расчета позволяет находить реакции в кинематических парах, а так же находить уравновешивающую силу или уравновешивающий момент пары сил. Силовой расчет механизмов будем вести в предложении, что трение в кинематических парах отсутствует и все силы, действующие на звенья механизма, расположены в одной плоскости. При отсутствии сил трения сила взаимодействия между двумя звеньями всегда направлена по нормали к поверхности их касания. В поступательной паре все элементарные силы взаимодействия и их равнодействующая будут расположены перпендикулярно направляющей поступательной пары.

Наиболее удобный метод силового расчета механизмов является метод сил. При силовом расчете механизм разбивается на отдельные группы (группы Асура) при этом силовой расчет начинается с группы, присоединенной последней в процессе образования механизма и заканчивается расчетом ведущего звена. К рассматриваемой группе в центре тяжести звена прикладываются силы тяжести, сила инерции и момент инерции. Неизвестные реакции в кинематических парах определяем графическим способом.

Для контроля правильности графических построений по определению величины уравновешивающей силы, произведены методом сил, определяется величина этой силы по методу Н. Е. Жуковского. Теорема Жуковского может быть сформулирована так. Если какой-либо механизм под системы сил, приложенных к этому механизму, находится в равновесии, то повернутый на план скоростей механизма, рассматриваемый как твердое тело, вращающееся вокруг полюса плана и нагруженного теми же силами, приложенных в соответствующих изображаемых точках плана, также находится в равновесии. Теорему Жуковского можно применить к системе, не находящейся в равновесии, для этого достаточно, кроме действующих сил, приложить и силы инерции. Получающаяся система сил условно находится в равновесии.

При решении задачи кинетостатический закон движения ведущего звена и массы звеньев являются заданными. Силы инерций и момент инерций высчитываются, ускорения центров тяжести звеньев берем из плана ускорений.

Рассматривать будет два положения механизма 3 (рабочий ход), 11 (холостой ход).

Таблица 3

G1,

G2,

G3,

G4,

G5,

Н·м

78,48

39,24

215,82

98,1

735,75

3,24

11,88

57,75

3,67

0.012

3,16

2,2

3,2

34,5

9,21

0,034

Из кинематической схемы можно выделить три группы Асура. Раскладываем вдоль звена и перпендикулярно звену реакции в крайних шарнирах. Прикладываем все силы тяжести, силы инерции и инерционные моменты в соответствующих точках.

2) Выделим первую группу Асура 5-4. Отдельно изображаем её на листе, заменяя связи реакциями и прикладывая к звеньям.

Строим план сил , где РС=1600 Н – сила полезного сопротивления. Графически определяем реакцию R₅=209*10=2090H;

3) Выделяем начальное звено . Связи заменяем реакциями.

Затем вычерчиваем план сил

Графически определяем

Затем прикладываем в точке реакции , которые определяем из следующего плана сил:

4) Начальное звено.

Для двух заданных положений рассматриваем там же и начальные звенья, к которым прикладываем соответствующие силы веса и реакции, из плана сил определяем и , из уравнения моментов находим уравновешивающую силу .

Таблица 4

положение

, Н

2331

45,08

231,3

108

55,1

234,6

5) строим рычаги Жуковского для положений механизма 3 и 11.

Для определения уравновешивающей силы мы в начале поворачиваем план скоростей на в сторону работы механизма. Затем в соответствующие точки плана скоростей прикладываем все внешние силы, и составляем уравнение равновесия относительно полюса:

для 3 положения:

для 11 положения:

Погрешность считаем по формуле:

Полученные результаты заносим в таблицу

Таблица 5

, Н

2440,9

4,5

103,4

4,3

Синтез кулачкового механизма.

1) Имеем диаграмму ускорений толкателя. Для того чтобы построить диаграммы скоростей, используем графический метод интегрирования диаграммы, . Получаем диаграмму скоростей .

Графический метод интегрирования заключается в том, что для каждого положения находим площадь под кривой и откладываем её на диаграмме (для первого положения откладываем первую площадь , для второго положения , для третьего , и так далее, при этом учитываем, если площадь отрицательная её вычитаем). Полученные точки соединяем плавной линией. Все полученные значения заносим в таблицу:

Таблица 6

, град.

100

110

, мм/с

9,2

6,3

4,86

3,06

1,21

-1,19

3,06

4,92

6,3

9,35

Т.к. диаграмма ускорений обратносимметричная, то диаграмма скоростей будет кососимметричной.

2) Для построения диаграммы перемещений используем тот же метод графического интегрирования. Значения заносим в таблицу.

Таблица 7

, град.

100

110

, мм

0,20

0,74

1,70

3,05

4,61

6,18

7,52

8,48

9,02

9,21

9,22

Т.к. диаграмма скоростей кососимметричная, то диаграмма перемещений будет симметричной.

Синтез зубчатой передачи.

Зубчатая передача является одним из наиболее распространенных приводов, предназначенных для передачи вращения от одного вала к другому с заданным отношением угловых скоростей. Передача вращения сопровождается передачей крутящего момента, а следовательно, передачей механической работы и мощности. В большинстве рабочих, транспортирующих и других машинах, ведущим звеном является вал двигателя, передающий движение ведомому звену данной машины. Двигатель работает более экономично при больших числах оборотов, между тем как скорость ведомого звена обычно бывает значительно ниже, что обуславливается требованиями технологического процесса. Поэтому между двигателем и начальным звеном механизма ставится промежуточная зубчатая передача.

В данном курсовом проекте я рассчитываю четырехступенчатый редуктор, одна ступень рядная и четыре планетарных.

Схема редуктора

1) Общее передаточной число редуктора будем определять: , где кривошип вращается с частотой =25 об/мин, а =2500 об/мин – частота вращения шпинделя электродвигателя. , теперь выбираем =1,6;

Число планетарных ступеней три.

2) Расчет планетарной передачи:

=3,97

=1-3,97=-2,97

Для выбора допустимого числа зубьев колес при отсутствии подрезания или заклинивания передачи используем таблицу в справочной литературе.

Выбираем , тогда ;

Расчет рядной передачи:

Выбираем =20; =20; =60

Число сателлитов k=4 удовлетворяют условиям сборки, при этом =16 имеет целое значение.

3) Определяем радиусы колес для рядной и планетарной передачей по формуле

Значения заносим в таблицу:

Таблица 8

, мм.

,мм.

, мм.

210

Имеем радиусы начальных окружностей колес рядной и планетарной передач, строим кинематическую схему механизма в двух проекциях.

4) Строим эпюру скоростей звеньев редуктора, для чего находим скорость точки А:

Определяем передаточное число редуктора из эпюры скоростей:

5) Определяем межосевое расстояние: мм.

Зная межосевое расстояние ., радиусы первого и второго колес, в выбранном масштабе строим эти окружности. Через точку проводим касательную, потом так же через проводим нормаль под углом .

Опускаем перпендикуляр на образующую прямую и получаем отрезок АВ - теоретическую линию зацепления. мм, мм.

мм – радиус основной окружности шестерни;

мм – радиус основной окружности колеса.

Зная модуль рассчитаем радиусы окружности головок и ножек и наносим на чертеж.

6) Зная радиусы, смотрим на отдельном листе бумаги все окружности, по радиусу основной окружности строим эвольвенту. Расстояния между основной окружностью ножек обычно не принимают участия в зацеплении и его можно очертить по любой кривой, но так, чтобы сопряжение зубьев свободно выходили из зацепления. В местах сопряжения ножек с окружностью делают обычно небольшое закругление радиусом ±. Затем из вспомогательного листа вырезают шаблон.

7) Прикладываем вырезанный шаблон в точку и обводим их, полученная кривая и будет эвольвентным зацеплением зубьев. Определяем шаг зуба: , z – число зубьев. Ширина головки зуба .

Разбиваем окружности шестерни и колеса на найденные значения. Пересечения радиуса с основной окружностью даёт точку, в которых прикладываем шаблоны. Обводя шаблоны, получим профиль зубьев.

Таблица 9

									, об/мин
15	24	60		20	20	62,5	1,6	100	2500
m₁			m₂
6			7

Таблица 10

, мм

, град

m, мм

, мм

42,3

37,5

117

67,7

64,5

8) Находим коэффициенты скольжения по формуле: ,

где - расстояние от до линии, которую замеряем;

- радиус кривизны профиля зуба.

Из формулы следует, что коэффициент скольжения , возрастают с увеличением расстояния от точки зацепления до полюса зацепления и уменьшением радиусов кривизны и профилей. В крайних точках А и В линией зацепления, т.е. в этих точках удельное скольжение и равны теоретической бесконечности. Найденные значения заносим в таблицу:

Таблица 11

мм

0,57

0,49

0,38

0,25

0,11

-0,049

-0,24

-0,51

-0,93

-1,56

-1,67

-1,04

-0,56

-0,18

0,059

0,25

0,41

0,56

0,69

0,81

По найденным значениям строим диаграмму коэффициентов удельного скольжения зубьев в выбранном масштабе мм/мм·ч.

По оси абсцисс откладываем линию зацепления АВ для колес, а по оси ординат откладываем удельное скольжение и и найденные точки соединяем плавной кривой.