Проектирование механизма маховика

Размещено на http://www.allbest.ru

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

ПЕНЗЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Техническая и прикладная механика»

Расчетно-пояснительная записка к курсовой

работе по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Пенза 2012

Реферат

Курсовая работа содержит 3 листа формата А1 графической части,

24 страниц формата А4 расчетно-пояснительной записки, 5 таблиц, 10 библиографических источника.

Ключевые слова: КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ, ГРУППА АССУРА, СИЛОВОЙ РАСЧЕТ, СИЛА ИНЕРЦИИ, ЭВОЛЬВЕНТА, РЫЧАГ ЖУКОВСКОГО, ПЛАН СКОРОСТЕЙ, ПЛАН УСКОРЕНИЙ, ПЛАН СИЛ, МАХОВИК.

Выполнен структурный анализ заданного на курсовое проектирование механизма, произведено кинематическое исследование механизма, при этом определены скорости и ускорения характерных точек механизма.

Сделан расчет зубчатой передачи по исходным данным задания, начерчена картина эвольвентного зацепления по расчетам.

Выполнен силовой расчет механизма, при этом определены реакции в кинематических парах, величина уравновешивающей силы, также сделана проверка при помощи жесткого рычага Жуковского.

Выполнено динамическое исследование механизма, результатом которого является определение наибольшего перепада кинетической энергии за цикл работы механизма и размеров маховика.

маховик механизм рычаг передача

Содержание

1. Структурное и кинематическое исследование механизма

1.1 Структурное исследование механизма

1.2 Построение планов положений механизма

1.3 Построение планов скоростей

1.4 Построение планов ускорений

2. Силовой расчет механизма

2.1. Определение уравновешивающей силы с помощью планов сил

2.1.1 Группа звеньев 4-5

2.1.2 Группа звеньев 2-3

2.1.3 Начальный механизм

2.2 Определение уравновешивающей силы методом жесткого рычага Жуковского

3. Динамическое исследование механизма методом Мерцалова

4. Проектирование зубчатой передачи

Список используемой литературы

1 .Структурное и кинематическое исследование механизма

Цель и задачи исследования.

1.Провести структурное исследование механизма.

2.По указанным в задании данным ,а также по принятому масштабу длин KL вычертить двенадцать равноотстоящих (по входному звену) совмещенных положений механизма. При этом в качестве нулевого положения механизма, от которого начинается отсчет движения, принимается крайнее положение, занимаемое входным звеном механизма, где начинается рабочий ход.

З.Для двенадцати положений механизма построить планы скоростей и по ним определить абсолютные, относительные линейные и угловые скорости звеньев.

4.Для трех положений механизма, одно из которых является крайним, построить планы ускорений и по ним определить абсолютные, относительные линейные и угловые ускорения звеньев.

1.1 Структурное исследование механизма

Кинематическая схема механизма представлена на задании. Рассматривая последовательно звенья и кинематические пары, даем их характеристику , заполняя таблицу 1.

Табл.1.

№	№ звеньев	Наименование звеньев	Наименование ки кинематической пары	Точка приложения
1	1-0	Кривошип-стойка	Вращательная	A
2	1-2	Кривошип-шатун	Вращательная	B
3	2-3	Шатун-кулиса	Вращательная	C
4	3- 0	Кулиса-стойка	Вращательная	D
5	2-4	Шатун-шатун	Вращательная	E
6	4-5	Шатун-ползун	Вращательная	F
7	5-0	Ползун-стойка	Поступательная	F

Все кинематические пары, представленные в таблице, пятого класса, низшие. Определяем степень подвижности механизма. Так как механизм плоский, то используем формулу П. Л. Чебышева.

w = 3n-2p5-p4

где n=5 - число подвижных звеньев;

р 5 =7 - число кинематических пар пятого класса(низших);

p4=0 - число кинематических пар четвертого класса(высших)

Подставим эти данные в формулу П .Л .Чебышева и находим:

W =3*5-2*7 -0=1.

Равенство W=1 означает, что в рассматриваемом механизме достаточно задать закон движения только одному звену (в данном случае звену 1, которое является входным), чтобы закон движения остальных звеньев механизма был вполне определенным.

Определяем класс и формулу строения механизма. Для этого разложим механизм на группы Ассура. Согласно заданию звену 1 (Кривошипу AB) задана угловая скорость . Следовательно, звено 1 вместе со стойкой 0 составляют начальный механизм первого класса. Его обозначают I (0,1). Оставшиеся звенья 2,3,4,5 механизма составляют структурные группы Ассура - группы звеньев с нулевой степенью подвижности.

Разложение механизма на группы Ассура обычно осуществляется методом попыток и его следует начинать с последней наиболее отдаленной от входного звена группы. Простейшая группа Ассура представляет собой сочетание двух звеньев и трёх кинематических пар. Для нашего механизма такой группой может быть группа звеньев 4 и 5. Степень подвижности этой группы

w = 3n-2p5 = 3* 2-2* 3=0, а степень подвижности оставшейся части механизма w = 3n-2p5 = 3*3-2* 4=1. Следовательно, первая структурная группа не изменяет степени подвижности механизма и выделена нами верно. Согласно классификации Л. В. Ассура это есть структурная группа второго класса, второго порядка 2 вида. Её обозначают . Вторую структурную группу составляют звенья 2 и 3. Степень подвижности группы

w = 3n-2p5 = 3* 2-2* 3=0, а степень подвижности оставшейся части механизма(звена I и стойки 0)w = 3n-2p5 = 3*1-2*1=1

Следовательно, и эта группа выделена нами верно. Это есть структурная группа Ассура второго класса, второго порядка, 2 вида. Её обозначают

Класс механизма определяется наивысшим классом структурной группы Ассура. На основании проведенного исследования можем заключить, что данный механизм является механизмом второго класса. Формула строения механизма: I(1,0)> >

В табл.2 приведен механизм, разложенный на группы Ассура (при

разложении механизма на группы Ассура обязательно следует соблюдать взаимное расположение звеньев).

Табл.2.

Наименование Структурной Группы	Изображение структурной Группы	№ звеньев	Класс	Порядок	Вид
Первая Структурная Группа		4,5	II	2	2
Вторая Структурная Группа		2,3	II	2	1
Начальный Механизм		1,0	I	-	-

1.2 Построение планов положений механизма

Кривошип AB вращается по часовой стрелке с постоянной угловой скоростью; Кулиса CD качается относительно точки D; Ползун F движется возвратно-поступательно в вертикальном направлении; Шатуны 2 (EBC) и 4 (EF) совершают сложное перемещение.

По исходным данным вычерчиваем двенадцать планов положений механизма в масштабе KL. Действительная длина кривошипа равна 0,5 м.

Пусть на чертеже плана механизма эта длина изобразится
отрезком 50мм.

Тогда масштабный коэффициент плана KL=

Чертежные размеры остальных звеньев в выбранном масштабе соответственно определяются

AB=0,5м(50мм); a=1,2м(120мм);

DC=0,7м(70мм); b=0,3м(30мм);

CE=1,4м(140мм); c=0,4м(40мм).

CD=1,4м(140мм);

EF=1,3м(130мм);

B=0,1м(10мм);

C=0,7м(70мм);

F=0,7м(70мм).

Для построения двенадцати положений механизма отмечаем на чертеже положения неподвижных элементов кинематических пар: шарниров AD и направляющей ползуна F(вертикальной), окружности AB, дуги DC.

Определяем нулевое положение механизма, при котором кривошип AB занимает вертикальное нижнее положение. В этом случае точка А ползуна 5 занимает нижнее положение.

Делим траекторию кривошипа на 12 равных частей и достраиваем остальные положения оставшихся точек механизма.

1.3 Построение планов скоростей

Определение линейных скоростей точек механизма начинаем с входного звена 1. Модуль скорости точки В кривошипа, совершающего вращательное движение, определим по формуле

Где - угловая скорость вращения кривошипа.

=

- число оборотов кривошипа.

Вектор скорости направлен перпендикулярно кривошипу AB в сторону его вращения. Далее определяем скорости других точек механизма.

Для этого составляем векторные уравнения (или системы векторных уравнений), связывающих неизвестные скорости точек с известными.

При этом векторы, известные по модулю и направлению, подчеркиваем двумя чертами, а известные только по направлению - одной чертой.

Определяем скорость точки E по теореме подобия. Фигуры на
планах скоростей (маленькие буквы) должны быть
пропорциональны фигурам на планах положений механизма
(большие буквы).

;

Скорость точки F определим из соотношения

+

Изображая скорость точки B кривошипа на плане скоростей отрезком . определим значение масштабного коэффициента плана скоростей.

где - полюс плана скоростей.

Планы скоростей изобразим двумя чертежами : на одном построим планы скоростей для четных положений механизма, а на другом - для нечетных.

Угловые скорости звеньев.

=0, т.к звено движется поступательно.

Для определения направления угловой скорости, например, 2 звена для определенного положения механизма, необходимо мысленно перенести вектор скорости для данного положения механизма в точку C и пронаблюдать вращение звена 2 относительно точки под действием данного вектора.

Составляем таблицу с планов скоростей.

Табл.3.

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Cb, мм	10	28	36	43	46	43	10	82	62	38	22	5
	4,3	12	15	18,5	20	18,5	4,3	35	26,6	16,3	9,5	2,1
	44	43	45	46	48	45	44	40	48	47	42	43
VS2,м/с	13,2	12,9	13,5	13,8	14,4	13,5	13,2	12	14,4	14,1	12,6	12,9
,мм	40	28	19	14	8	0	35	105	43	10	35	43
	8,4	5,9	4	2,9	1,7	0	7,3	22	9	2,1	7,3	9
Fe,мм	48	49	30	17	55	77	55	32	8	7	12	36
	11	11	6,9	3,9	12,6	17,7	12,6	7,4	1,8	1,6	2,8	8,3
	26	40	62	89	89	60	27	71	99	81	56	29
VS4,м/с	7,8	12	18,6	26,7	26,7	18	8,1	21,3	30	24,3	16,8	8,7
	0	25	55	95	99	50	6	66	99	81	55	24
VF,м/с	0	7,5	16,5	28,5	30	15	1,8	20	30	24	16,5	7,2

Линейные скорости точек S2,S4,F определяется с планов скоростей

VS2= (PvS2)*KL

VS4= (PvS4)*KL

VF= (Pvf)*KL

1.4 Построение планов ускорений

Прежде всего необходимо определить ускорение начального звена 1. Так как кривошип 1 вращается с постоянной угловой скоростью , то

Точка B будет иметь только нормальное ускорение, модуль

которого равен aB=2LAB= 26,12*0,5=350м/с2

Это ускорение направлено вдоль звена АВ от точки В к точке А
Для определения ускорения точки С

составим систему векторных уравнении.

;

Определяем ускорение точки E, по теореме подобия.

При этом векторы, известные по модулю и направлению подчеркиваем двумя чертами, а известные только по направлению одной чертой.

; - вертикальная ось

Вектор нормального ускорения направлен от точки C к точке B

Вектор нормального ускорения направлен от точки C к точке D

Вектор нормального ускорения направлен от точки F к точке E

Масштабный коэффициент планов ускорения

Ka=

Pa - полюс плана ускорений.

Для определения углового ускорения, например для 4 звена, для определенного положения механизма необходимо мысленно с плана ускорении перенести вектор тангенциального ускорения в точку F механизма и пронаблюдать вращение звена 4 под действием этого вектора относительно точки S4

Табл.4.

	№4	№7
	3	32
	30	320
E2,	43	457
	8	27
,	80	270
E3,	57	193
	66	10
	660	100
E4,	507	77
	16	123
	160	1230

Угловое ускорение звеньев: E1=0, т.к. E5=0, т.к.

E2=; E3=; E3=;

Ускорение точки F с планов ускорений по формуле:

Для положения 4:

0,7=280 (28 мм)

*1,4=4 (0 мм)

*1,3=206 (21 мм)

Для положения 7:

0,7=857 (86 мм)

*1,4=678 (68 мм)

*1,3=71 (7 мм)

2 .Силовой расчет механизма

Цель расчёта.

Определить, используя исходные данные силы тяжести звеньев и моменты инерции масс относительно оси, проходящей через центр масс.

Определить, используя план ускорений, силы инерции и приложить их к звеньям механизма в соответствующих точках; определить так же моменты от сил инерции и приложить их к соответствующим звеньям.

Определить реакции в кинематических парах структурных групп звеньев 4-5 и 2-3 от действия сил тяжести, сил и моментов сил инерции, силы полезного сопротивления методом планов сил. Если какая-либо сила в выбранном масштабе должна изображаться вектором меньше миллиметра, то его на плане сил можно не показывать.

4. Произвести силовой расчет входного звена. Определить уравновешивающую силу, считая её приложенной к кривошипу перпендикулярно этому звену. Найти реакцию в кинематической паре "входное звено - стойка".

5. Определить уравновешивающую силу с помощью рычага Н. Е. Жуковского и сравнить её с величиной и направлением уравновешивающей силы, найденной по пункту 4, Допустимая погрешность не должна выходить за пределы 5.. .7%.

2.1 Определение уравновешивающей силы с помощью планов сил

Для кинетостатического исследования механизма строим его кинематическую схему в 7 положении в масштабе KL = 0,01 м/мм. Строим план скоростей и план ускорений для этого положения механизма.

Определяем силы тяжести звеньев. Они приложены в центрах масс соответствующих звеньев и направлены вертикально вниз. Силы инерции звеньев приложены также в центрах масс звеньев и направлены в стороны, противоположные ускорениям центров масс соответствующих звеньев. Моменты инерции направлены в стороны, противоположные угловым ускорениям соответствующих звеньев.

Силы тяжести звеньев:

G2m2g =90*10=900 H; G3 m3g =70*10=700 H; G4 m4g =50*10=500 H; G5 m5g =30*10=300 H.

Силы инерции звеньев:

Р2ин= -m2as2=90*(42мм*10)=37800 H;

Р3ин= -m2as3=70*(39мм*10)=27300 H;

Р4ин= -m2as4=50*(119мм*10)=59500 H;

Р5ин= -m2af=30*(124мм*10)=37200 H.

Моменты инерции:

М2ин=-е2Js2=457*31=14167 Hм;

М3ин=-е2Js2=193*18=3474 Hм;

М3ин=-е2Js2=77*44=3388 Hм.

В точке F приложена сила полезного сопротивления Pnc. Она направлена противоположно скорости точки F.

Pnc = Yp * Kp = 9 мм * 50 H/м = 450 H; Р5ин = + Pnc - G5 = 37200 +4 50 - 300 = 37350 H.

Yp - ордината с графика изменения силы полезного сопротивления, (мм).

Kp -масштабный коэффициент графика изменения силы полезного сопротивления, (Н/мм).

Силовой расчет начинается с наиболее удаленной от входного звена группы Ассура т.е. производится в порядке, обратном кинематическому расчету и заключается в последовательном рассмотрении условий равновесия ( по принципу Д' Аламбера) всех входящих в механизм структурных групп.

2.1.1 Группа звенев 4-5

Эта группа для рассматриваемого механизма является наиболее удаленной от начального механизма. Выделяем эту группу отдельно, вычерчивая ее в масштабе KL = 0,01 м/мм.

С соблюдением заданного положения. Рассмотрим силы, действующие на эту группу. В точке F действуют силы ^v; ^v, G5. В точке S4 действуют силы G5, .К звену 4 приложен момент .

Освобожденные связи заменяем реакциями. В точке F со стороны звена 0 на звено 5 действует реакция . Со стороны звена 2 действует реакция

Для определения реакции составим уравнение суммы моментов всех сил относительно точки F для звена 4.

?MF(4)=0; h4KL-G4hG4KL--*EF*KL=0

==2840 H;

Для определении реакций R05,R24 составим векторное уравнение равновесия всех сил для 4, 5 звеньев. Эти реакции определяются при помощи плана сил. В этом векторном уравнении подчеркнем силы, известные по модулю и направлению, двумя чертами, а известные только по направлению -одной чертой.

В векторном уравнении сначала записываем значения сил в Ньютонах, затем ниже в миллиметрах (как будет на плане сил). Масштабный коэффициент плана сил КР = 1000 Н/мм.

\?P(4,5)=0; ++++++=0;

=2840 H; (3мм);

++=37350 H; (37мм);

=500 H; (0мм);

=59500 H; (60мм)

XX - горизонтальная ось.

Построение плана сил начинаем с проведения линии действия вектора и на ней в произвольном месте намечаем точку - полюс плана сил. Из полюса плана сил строим по порядку силы, геометрически складывая их:

-), .

Из конца отрезка плана сил .проводим линию действия вектора. Пересечение линий действия дает точку - начало вектора и конец вектора .

Равенство нулю правой части векторного уравнения говорит о том, что силовой многоугольник должен быть замкнутым.

С плана сил находим:

=95*Kp=95*1000H/мм=95000 H;

=13мм*Kp=13*1000 H/мм =13000 H.

Для определения точки приложения реакции составим уравнение:

?MF(5)=0; h5=hG5=hnc=0>hR05=0

Т.е реакция приложена в точке F.

Определяем реакцию 4 звена на 5 звено.

?P(5)=0; ++++=0; > =40мм*Kp=40000= H;

Переходим к рассмотрению второй группы Ассура.

2.1.2 Группа звеньев 2-3.

При этом реакция =-

Определяем тангенциальные реакции.

?Mc(3)=0; - h3 KL+ hG3 KL++*CD KL=0;

==3268 H;

?Mc(2)=0; -hR42 KL-h2 KL-+ hG2 KL+*BC* KL=0;

==149958 H;

Определяем оставшиеся реакции.

Кр=3000 H/м

?P(2,3)=0; ++++++++=0;

=149958 H; (50мм);

=95000 H; (31мм);

=900 H; (0мм);

=700 H; (0мм);

=37800 H; (12мм);

=27900 H; (9мм);

=3268 H; (1мм);

=100мм* Kp=300000 H;

=68мм* Kp=204000 H;

Определим реакцию2-го звена на 3-е звено.

?P(3)=0; +++=0>=53мм* Kp=159000 H;

Переходим к рассмотрению начального механизма.

2.1.3 Начальный механизм.

Со стороны звена 2 на кривошип действует реакция =-. В точке B приложена уравновешивающая сила Pур перпендикулярно звену AB. В точке A приложена сила тяжести кривошипа . Для определения Pур составим уравнение суммы моментов всех сил относительно точки A для звена 1.

?MA(1)=0> Pур*AB=+; Pур==192000 H;

Для определения реакции стойки на кривошип составим векторное уравнение суммы сил для 1 звена. Kp=3000 H/мм

?P(1)=0>++ Pур+ =0;

=300000 H; (0мм);

=0;

Pур=192000 H; (64мм);

=76мм* Kp=228000 H.

Переходим к построению рычага Жуковского.

2.2. Определение уравновешивающей силы методом жесткого рычага Жуковского

Масштабный коэффициент рычага

Kpыч==0,011 м/мм;

Повернем план скоростей на 90° в сторону, противоположную угловой скорости вращения входного звена. Перенесем все внешние силы, действующие на механизм, параллельно самим себе, на рычаг Жуковского в те точки, которые соответствуют точкам приложения сил на схеме механизма. Моменты инерции заменяем парами сил:

Составим уравнение моментов всех внешних сил относительно точки

Р- полюса рычага Жуковского.

(+-)*Pf+ h4- h3+ h2-G2hG2+ G3hG3- G4hG4-*+-

--*=0;

189725 H;

Погрешность :

д=*100%=*100%=1,2%;

3.Проектирование зубчатой передачи

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ:

Число зубьев малого колеса z 1 = 12 (малое колесо)

Число зубьев большого колеса z2 = 24 (большое колесо)

Модуль т = 6 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей:

d1= m z1=6*12=72 (252 мм Радиус на чертеже)

d2= m z2=6*24=144 (504 мм Радиус на чертеже)

Диаметры основных окружностей:

db1=d1 cosб0=72cos20o=67,66 (237 мм Радиус на чертеже)

d b 2= d2 cosб0=72cos20o=135,31 (473 мм Радиус на чертеже)

б0 - угол профиля нормального исходного контура.

Окружной делительный шаг Р =р*m =р*6=18,84

Основной нормальный шаг Р b= Р*cosб0=18,84cos20о=17,70

Коэффициенты смещения . Так как z 1+ z2 > 36, то

X1=-X2=1,008 - 0,056 z 1=1,008-0,056*12=0,336

Смещение исходного контура X1m=2,016; X2=-2,016

Высоты делительных ножек зубьев:

h f1= ( 1,25-X1 ) m = (1,25-0,336)*6= 5,484

hf2= (1,25-X2 ) m = (1,25+0,336)*6= 9,516

Окружные толщины зубьев по делительным окружностям:

S1=( р /2 + 2X1tgб0)m = (р /2+2*0,336tg20o)*6=10,88 (76 мм Радиус на чертеже)

S2=( р /2 - 2 X2 tgб0) m = (р /2-2*0,336tg20o)*6=7,95 (56 мм Радиус на чертеже)

Хорды, соответствующие шагам:

b1=d1sin(180/z1)= 72 sin(180/12)=18,63(130 мм Радиус на чертеже)
b2=d2sin(180/z2)= 144 sin (180/24)= 18,79(132 мм Радиус на чертеже)

Определяем угол зацепления б.

Так как z 1+ z2 > 36, то

б= б0=20о

Диаметры начальных окружностей :

dW1=d1cos б0/ cos б= d1

dW2 = d2cos б0/ cos б = d2

Межосевое расстояние в неисправленном зацеплении:

a = (d1+d2)/2= 108

Межосевое расстояние в исправленном зацеплении:

aw=(dW1 + dW2)/2= 108

Приращение межосевого расстояния: Дa w= aw - а = О
Полная высота зуба:

h = hf1+Дaw+hf2-0,25m=5,484+0+9,516-0,25*6=13,5;

где 0,25 m - радиальный зазор;

Высоты делительных головок зубьев:

hq1 = h-hf1=13,5-5,484=8,016

ha2=h-hf2=13,5-9,516=3,984

Диаметры окружностей вершин зубьев:

da1 = d1+2ha1=72+2*8,016=88,03(308 мм Радиус на чертеже)

da2= d2 + 2ha2= 144+2*3,984=151,97 (532 мм Радиус на чертеже)

Диаметры окружностей впадин зубьев .

df1 = d 1 -2 h f1=72-2*5,484=61,03 (213 мм Радиус на чертеже)

df2=d2-2hf2=144-2*9,516=124,97 (437 мм Радиус на чертеже)

Коэффициент перекрытия по аналитической формуле:

е =

С чертежа е =;

 Масштаб чертежа зубчатого зацепления М = 7.

Проверяем условие отсутствия подрезания ножек зубьев:

0,336 = X1?1-

-0,336 = X2?1-

Проверка на заострение зубьев:

;

Графики удельного скольжения:

Масштаб графиков

Отмечаем на чертеже точки O1 и O2 ,зная значение межосевого расстояния. Проводим из точек O1 и O2 радиусы всех окружностей. Радиусы начальных окружностей касаются в точке Р - полюсе зацепления. Проводим линию зацепления. Она проходит через полюс Р и касается основных окружностей в точках N1 и N2 .Для каждого из зубчатых колес строим эвольвенты - по половинке зуба. Затем, зная толщины зубьев по делительным окружностям и хорды, соответствующие шагам по делительным окружностям, достраиваем чертеж.

После этого строим пятна контакта и изображаем графики удельного скольжения.

4.Динамическое исследование механизма методом Мерцалова

Для вычисления приведенного к кривошипу момента силы полезного сопротивления используем формулу:

Сила полезного сопротивления

- ордината с графика изменения силы полезного сопротивления, (мм);

-масштабный коэффициент графика изменения силы полезного сопротивления, (Н/мм).

Угловая скорость ротора эл/двигателя

КПД механизма з == 0,97*

- КПД Зубчатой передачи;

- КПД Подшипников;

- КПД Муфты;

- КПД Рычажного механизма.

Таблица для построения первого графика (левого верхнего) - приведенного момента сопротивления.

Табл.5.

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
	9	15	28	48	48	48	48	9	9	9	9	9
	450	750	1400	2400	2400	2400	2400	450	450	450	450	450
	0	7,5	16,5	28,5	30	15	1,8	20	30	24	16,5	7,2
	0	257	1056	3127	3292	1646	198	411	617	493	339	148
	0	5	21	62	66	33	4	8	12	10	7	3

Масштабные коэффициенты графиков:

Км= ;

Кц=

L - расстояние по оси X на графиках, соответствующее одному обороту кривошипа.

Передаточное отношение u = /=1000/250=4;

kA= kт=H kМ kц=150*50*0,026=195 Hм/мм

H - полюсное расстояние для графического интегрирования.

Диаграмма ?А,Т(ц) (вторая слева сверху) строится графическим
интегрированием первого графика с полюсным расстоянием Н при
смещении горизонтальной оси первого графика на расстояние Ум
вниз. ,

Ордината Ум = ?/12=

- значения из таблицы 5 (последняя строка).

Масштабный коэффициент КJ = 2 Кт /;

Момент Мд = Умkм=19мм*50 Hм/мм = 950 Hм;

Мощность электродвигателя Nдв=Mд*щ2эд/=15200Вт;

Мощность электродвигателя Nдв=15 кВт;

;

Jэд= .

Условие динамического приведения масс :

Тпр=ТЭд+Тпм+ Т1+Т2+Т3+ Т4+Т5

Тпр = 0,5J np ? - кинетическая энергия приведенной массы;

Тэд = 0,5J эд эд - кинетическая энергия ротора электродвигателя;

Тпм = 0,5J пм - кинетическая энергия передаточного механизма;

Jпм = 0,5 J эд - момент инерции подвижных масс передаточного механизма;

Т1 = 0,5J S1 - кинетическая энергия кривошипа;

T2= 0,5(Js2 +m2 - кинетическая энергия шатуна;

Т3= 0,5(Js3 m3) - кинетическая энергия кулисы;

Т4= 0,5(Js4 кинетическая энергия шатуна;

Т5 = 0,5m5 - кинетическая энергия ползуна.

Преобразуем выражение:

Js3 m3=18+70*0,72=52 кг*м2;

Подставляя выражения кинетических энергий в исходное условие приведения масс, после преобразования получим

Первые три слагаемых приведенного момента инерции за цикл работы механизма не меняют своей величины, т.е. остаются постоянными, а остальные - являются переменными величинами т.е.

=

В выражение для J1 дополнительно входит момент инерции массы маховика JMAX, устанавливаемого на оси начального звена и предназначенного для уменьшения колебаний угловой скорости начального звена.

JMAX впоследствии подлежит определению.

Определяем значения для графика в правом верхнем углу.

Это одновременно график для момента инерции в масштабе KJ и для кинетической энергии TII в масштабе K т для переменных величин.

Диаграмма TI=?A+Tнач-TII (левая нижняя) получается вычитаем из значений диаграммы TI=?A+Tнач значения диаграммы TII,JII(ц) в правом верхнем углу листа формата А1для каждого положения механизма.

С диаграммы TI=?A+Tнач-TII определяем небольшой перепад кинетической инергии (разность между наибольшей и наименьшей величинами ординат графика).

Д=240мм*Кт=240мм*195(Hм/мм)=46800 Hм;

Тогда момент инерции JI Определяем по формуле:

Момент инерции массы маховика:

=

Кривая TI=?A+Tнач-TII также представляет собой диаграмму Д(ц1) колебаний угловой скорости кривошипа в масштабе К.

Графическим дифференцированием диаграммы Д(ц1) получаем

диаграмму е(ц1) углового ускорения начального звена с полюсным расстоянием в нижнем правом углу листа формата А1 .

Масштабные коэффициенты :

Определяем размеры и массу маховика:

Масса маховика:

m=

Список используемой литературы

1.Теория механизмов и машин. Под ред. К.В. Фролова. М., Высшая школа, 1987, 496 с.

2.Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., Наука, 1975 г.,

640 с.

3.Безвесельный Е.С. Курсовое проектирование по теории
механизмов и машин. Харьков, ХГУ, 1960 г., 523 с.

Злобин Б.А. Примеры использования метода плана скоростей и ускорений для механизмов со структурными группами Ассура. Пенза, ППИ, 1993 г., 80 с.

Злобин Б.А. Силовой расчет механизмов. Пенза, ППИ, 1991 г., 103 с.

Надежкин В.К., Корнилаева Л.П. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Методические указания. Пенза, ПГУ, 1999 г., 93 с.

Левитская О.Н. ,Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин. Москва. Машиностроение, 1985 г. 279 с.

Баранов Г.Г. Курс теории механизмов и машин. Москва. Машиностроение, 1975 г. 280 с.

Репин А.С, Волков В.В. Задания и методические указания к контрольным работам и курсовому проекту по курсу «ТММ». Пенза, ППМ, 1988 г., 58 с.

Попов А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. М., Высшая школа, 1986 г., 295 с.

Размещено на Allbest.ru