Размещено на http://www.allbest.ru/

Аннотация

Пояснительная записка содержит 4 таблицы и графическую часть в размере 4 листов формата А1 и одного листа формата А3.

В данном проекте изложены основные положения и приведены расчеты механизма вытяжного пресса, который включает в себя динамический синтез и динамический анализ механизма.

Произведен синтез планетарного и кулачкового механизмов.

Содержание

Введение

I. Исследование механизма

1.1 Динамический синтез механизма

1.1.1 Построение отдельных положений механизма

1.1.2 Определение скоростей точек, звеньев

1.1.3 Определение приведенного момента инерции

1.1.4 Определение приведенного момента сил сопротивления

1.1.5 Определяем работы сил движущих и работы сил сопротивления

1.1.6 Определение момента инерции маховика

1.2 Динамический анализ механизма

1.2.1 Определение истинного закона движения

1.2.2 Определение ускорений точек звеньев

1.2.3 определение сил действующих на механизм

1.2.4 Определение реакций в кинематических парах, в опорах

1.2.5 Определение уравновешивающего момента

II. Синтез привода механизма

2.1 Расчет планетарной передачи

2.2 Расчет зубчатой цилиндрической передачи

III. Синтез кулачкового механизма

3.1 Построение диаграмм движения

3.2 Определение минимального радиуса кулачка

3.3 Построение профиля кулачка

Заключение

Список использованной литературы

I. Исследование механизма вытяжного пресса

1.1 Динамический синтез механизма вытяжного пресса

1.1.1 Построение отдельных положений механизма

За первое положение принимаем горизонтальное положение кривошипа АВ. Отдельные положения механизма и планы скоростей показаны в приложении I.

Рассмотрим 8 положений механизма при вращении кривошипа АВ против часовой стрелки, в направлении угловой скорости щ1.

1.1.2 Определение скоростей точек, звеньев

Скорость в точке С можно найти с помощью векторных уравнений относительно звена ВС или звена СD

VEF

Строим план скоростей учитывая масштаб . Из плана скоростей находим недостающие нам скорости.

,

,

,

,

,

Полученные значения сводим в таблицу 1.1

Таблица 1.1

Значения скоростей

Скорость	Положение
	I	II	III	IV	V	VI	VII	VIII
щ1 рад/с	5,0	5,0	5,0	5,0	5,0	5,0	5,0	5,0
VВ м/с	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
VBC м/с	0,64	0,54	0,35	0,47	0,48	0,31	0,05	0,25
VС м/с	0,26	0,71	0,34	0,07	0,2	0,51	0,5	0,33
VЕ м/с	0,52	1,42	0,68	0,14	0,4	1,02	1	0,66
Vs2 м/с	0,24	0,55	0,39	0,27	0,3	0,48	0,5	0,4
Vs3 м/с	0,26	0,71	0,34	0,07	0,2	0,51	0,5	0,33
VF м/с	0,29	1,2	1,19	0,19	0,51	1,3	0,82	0,38
VЕF м/с	0,26	0,24	0,86	0,08	0,19	0,33	0,21	0,32
щ2 рад/с	2	1,69	1,09	1,47	1,5	0,97	0,13	0,78
щ3 рад/с	0,87	2,37	1,13	0,23	0,67	1,7	1,67	1.1
щ4 рад/с	1,23	1,14	4,1	0,38	0,9	1,57	1	1,52

1.1.3 Определение приведенного момента инерции

Приведенный момент инерции определяется по формуле

,

Для данного механизма формула приведенного момента инерции примет вид:

Производную приведенного момента инерции находим по формуле:

Полученные значения сводим в таблицу 1.2

Таблица 1.2

Значения приведенного момента инерции

Положение №	Приведенный момент инерции
	Iпр, кг•м2	I'пр, кг•м2
I II III IV V VI VII VIII	5,172 7,14 6,83 5,077 5,374 7,261 6,032 5,293	64,65 89,25 85,39 63,46 67,18 90,76 75,4 66,16

1.1.4 Определение приведенного момента сил сопротивления

В качестве сил сопротивления выступают силы тяжести звеньев и рабочая нагрузка

, кН•м

где - приведенный момент от сил тяжести звеньев;

- приведенный момент от рабочей нагрузки

, Н•м

здесь - сила тяжести звена;

i - номер положения;

- скорость центра тяжести звена;

- угол между силой тяжести звена и центра тяжести звена.

В нашем случае имеем

;

Так как в III положении механизма действует сила Рвыт=38600 Н, то появляется приведенный момент от нагрузки общая формула которого:

, Н•м

где Pi - величина нагрузки, действующая на звено в i-ом положении (находим из рисунка);

i - номер положения;

n - количество положений;

- скорость центра тяжести звена;

Для нашего случая приведенный момент нагрузки примет вид:

Полученные значения моментов сопротивления заносим в таблицу 1.3

Таблица 1.3

Значение приведенных моментов сил сопротивления

Положение №	Mпрсопр , Н м
I II III IV V VI VII VIII	19,7 64,73 9245,55 12,15 27,32 67,33 48,22 26,31

1.1.5 Определение работы сил движущих и работы сил сопротивления

, кДж

В нашим случае имеем

;

где i - номер положения;

Дц - приращение угла;

Мпрсопр - приведенный момент сил сопротивления;

Асопр - работа сил сопротивления.

Приведенный момент сил движущих определяется по формуле:

Нм

, кДж

где Мд - приведенный момент сил движущих

Ад - работа сил движущих;

Дц - изменение угла поворота.

Полученные значения работы сил сопротивления и сил движущих сводим в таблицу 1.4

Таблица 1.4

Положение №	Работа
	Сил сопротивления Aсопр; Дж	Сил движущих Ад; Дж
I II III IV V VI VII VIII XI	0 42,22 3719,78 7376,57 7392,16 7429,55 7475,19 7504,63 7522,8	0 946,34 1892,68 2839,02 3785,36 4731,7 5678,04 6624,38 7370,72

Изменение кинетической энергии определяется по формуле

, Дж

Полученные значения кинетической энергии сводим в таблицу 1.5

синтез планетарный кулачковый механизм

Таблица 1.5

Положение №	Изменение кинетической Энергии ; Дж
I II III IV V VI VII VIII XI	0 904,12 -1827,1 -4537,55 -3606,8 -2697,85 -1797,15 -880,25 47,92

1.1.6 Определение момента инерции маховика

;

,

где д - неравномерность хода;

- изменение приведенного момента инерции;

- изменение кинетической энергии.

Массу маховика определяется по формуле: при R=1,5м находим массу маховика:

1.2 Динамический анализ механизма вытяжного пресса

1.2.1 Определение истинного закона движения

Для определения истинного закона движения рассмотрим дифференциальное уравнение движения, который имеет следующий вид:

,

где Мсопр - приведенный момент сил сопротивления;

Мд - момент сил движущих;

- момент инерции;

- изменение момента инерции от угла поворота;

щ,е - угловая скорость и угловое ускорение ведущего звена.

Таблица 1.6

Колличество оборотов= 5



Для решения дифференциального уравнения воспользуемся формулами равноускоренного движения

;

;

;

.

Расчет ведем до установившегося движения, полученные значения за последний оборот вносим в таблицу 1.6.

1.2.2 Определение ускорений точек звеньев

Корректируем полученные ранее угловые скорости звеньев относительно расчетных значений. Для расчета ускорений я взял положение V и угол ц=1800

Нормальная составляющая ускорения точки B определяется по формуле

,

Тангенциальное ускорение точки B определяется по формуле

,

Нормальная составляющая ускорения звена ВС определяется по формуле

,

Нормальная составляющая ускорения звена СЕ определяется по формуле

,

Составляем векторные уравнения ускорений

м/с2

,

где

,

,

где

По данным векторным уравнениям строим планы ускорений в масштабе ма=0,02. (приложение лист 1)

Полученные значения сводим в таблицу 1.7

Таблица 1.7

№	ц,°	, м/с2	, м/с2	, м/с2	, м/с2	, м/с2	, м/с2	, м/с2	е2, рад/с2	е3, рад/с2	, рад/с2
V	180	1,85	0,85	2,28	3,19	1,48	0,57	1,14	2,01	3,8	5,57

1.2.3 Определение сил действующих на механизм

На механизм в процессе движения действует сила инерции, момент от сил инерции, силы сопротивления, силы тяжести.

,

Знак «-» говорит о том что сила инерции направлена в противоположную сторону от направления ускорения.

Для положения V ц = 1800

Н

Н

Н

Момент от сил инерции определяется по формуле

,

Здесь знак « - » говорит о том что момент инерции направлен в противоположную сторону от направления угловой скорости.

Для положения V ц = 1800

Н•м

Н•м

Сила тяжести звеньев определяется по формуле



Н

Н

Н

1.2.4 Определение реакций в кинематических парах

Разобьем механизм на структурные группы Ассура и рассмотрим равновесие каждой структурной группы. При ц = 1800 векторное уравнение равновесия запишется

;

Разложим реакцию на нормальную и тангенциальную составляющие: и . Тогда векторное уравнение равновесия запишется следующим образом:

Для того чтобы найти рассмотрим звено 5:

: ,

Н

Построим план сил в масштабе мН=5 и по векторам определяем реакции в опорах (приложение лист 2)

 Н

Н

Рассмотрим следующую группу Ассура, (звено 2-3) для данной группы уравнение равновесия запишется:

РРCB, a CB

Рассмотрим равновесие звена 2 в отдельности:

Н

Рассмотрим равновесие звена 3 в отдельности:

Н

Построим план сил в масштабе мН=6 по векторам, определяем реакции в опорах (приложение лист 2).

Н Н

Н

1.2.5 Определение закона изменения сил движущих

Для определения уравновешивающего момента рассмотрим равновесие ведущего звена (приложение лист 2).

При ц = 180°; ;

Уравнение равновесия для ведущего звена запишется

Построим план сил в масштабе мН=10 и по вектору определим реакцию в опоре (приложение лист 2).

Н

II. Синтез привода механизма

2.1 Расчет планетарной передачи

Подбор колес в ступени осуществляется по следующим условиям:

а - условия соосности;

б - условия соседства;

в - условие сборки;

а) Условие соостности

б) Условие соседства

в) Условие сборки

где N любое целое число.

Передаточное отношение от колеса 2/ к водиле Н при неподвижном колесе 4:

принимаем что передаточное отношение =10

Далее воспользуемся формулой для расчета планетарного механизма (методичка под редакцией Кореняка 3.22)

Z2':Z3:Z3':Z4:N=1:X:qt:qty:N

Принимаем что:

q=1; k=2(число сателитов); x=;

Z2':Z3:Z3':Z4:N=1: ::: так как число зубьев должны быть целыми числами то: Z2':Z3:Z3':Z4:N=32:16:12:60:27

Проверяем полученные значения чисел зубьев:

Проверка условия соседства:

Выполняется;

Проверка условия соостности:

Выполняется;

Проверка условия сборки:

Выполняется

Определяю делительные диаметры колес

d=m

мм

мм

мм

мм

Из полученных данных вычерчиваю схему планетарного механизма в масштабе.(приложение лист 3)

Через отношение определяю передаточное число:

2.2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные модуль зацепления m=4, число зубьев шестерни Z1=12, число зубьев колеса Z2=36.

Определяю основные геометрические размеры зубчатых колес.

Шаг зацепления по делительной окружности:

Р=рm

Р=3,14=12,56

Радиусы делительных окружностей:

мм

мм

Радиусы основных окружностей:

rb1=r1 (2.7)

где cosб=0939693

rb1=24=22,56мм

rb2=72=67,68мм

Коэффициент суммы смещения:

ХУ=Х1+Х2

Принимаем Х1=0,29.

В случае, когда Z2>17, принимаем Х2=0, так как при этом опасность подрезания зубьев устраняется.

ХУ=0,29+0=0,29

Радиусы окружностей впадин:

где ha=1 - коэффициент высоты головки зуба;

с=0,25 - коэффициент радиального зазора.

мм

мм

Радиусы окружностей вершин:

мм

мм

Радиусы начальных окружностей:

мм

мм

Глубина захода зубьев:

мм

Высота зуба:

h=(2ha+c-Дy)m

h=(2+025-0,03)4=8,88мм

Толщина зуба по делительной окружности:

где tg200=0,36

мм

мм

Угол зацепления пары колес (бw) определяю по монограмме:

где ZУ=Z1+Z2=12+36=48

бw=210

Коэффициент воспринимаемого смещения

Коэффициент уравнительного смещения:

Ду=ХУ-у

Ду=0,29-0,26=0,03

Межосевое расстояние:

мм

Для построения эвольвентного зацепления задаюсь межосевым расстоянием аw=97мм. Построение эвольвентного зацепления представлено в масштабе (приложение лист 3)

III. Синтез кулачкового механизма

3.1 Построение диаграмм движения

Обобщенной координатой в механизме с вращающимся кулачком является - угол поворота кулачка. Положение толкателя с поступательным движением относительно стойки определяется линейной координатой s, представляющей собой перемещение толкателя до его начального положения.

При построении кинематических диаграмм задаемся масштабным коэффициентом

s' = s'' = s = l = 0,001 м/мм.

Для построения диаграммы аналога ускорения в заранее выбранном масштабе необходимо произвести расчет максимальных значений аналога ускорения (амплитуды графика) при подъеме ап и при опускании - ао. Если фазовые углы подъема и опускания равны, то ап = ао.

,

где - безразмерный коэффициент ускорения, зависящий от вида диаграммы ускорения, = 4 при постоянном ускорении.

Максимальные значения аналога скорости при подъеме - bп, и при опускании - b0 определяются по формуле



где - безразмерный коэффициент ускорения, зависящий от вида

диаграммы

п - фазовый угол подъема.

мм

Для построения аналога ускорения в прямоугольной системе координат по оси абсцесс откладываем отрезок L =260 мм соответствующий одному обороту кулачка и делим эго на части, соответствующие фазовым углам. Масштабный коэффициент угла поворота

п = 60° = 1,05 рад;

вв = 360°-(п+оп+вн) = 1400 =2,44 рад;

оп =60° = 1,05 рад;

вн = 100° = 1,74 рад.

Принимая s'' = 0,0174 рад/мм и учитывая что ап = ао = 108,8·10-3 м строим диаграмму аналога ускорения.

Аналог ускорения представляет собой производную от аналога скорости по обобщенной координате, т.е. по углу поворота кулачка . Поэтому диаграмма аналога скорости может быть получена путем графического интегрирования (операция обратная графическому дифференцированию) диаграммы аналога ускорения.

Отрезок, соответствующий фазе подъема делим на 6 равных частей, присваивая точкам деления номера от 0 до 6; отрезок, соответствующий фазе опускания, делим тоже на 6 равных частей и точкам деления присваиваем номера от 7 до 13.

Через точки деления проводим прямые параллельно оси ординат так, чтобы они пересекали и ось абсцесс диаграммы аналога скорости. Эти прямые разбивают заданную диаграмму аналога ускорений на криволинейные трапеции. Каждую из этих криволинейных трапеций заменяем равновеликим прямоугольником. Для этого четвертую сторону прямоугольника делим

пополам и через середины этих отрезков проводим отрезок параллельно оси

абсцисс так, чтобы площадка добавленная равнялась площадке отброшенной

Построенные таким образом четвертые стороны равновеликих прямоугольников продолжаем до пересечения с осью ординат соответственно в точках 1'', 2'', 3'' и т.д.

На отрицательном направлении оси абсцисс отмечаем точку Н - полюс интегрирования на расстоянии Н.

мм

Затем от начала координат и проводим отрезки Н - 1'' , Н - 2'', Н - 3'' и т.д.

Диаграмма перемещения получается путем графического интегрирования диаграммы аналога скорости. Все построения аналогичны построениям диаграммы аналога скорости.

3.2 Определение минимального радиуса кулачка

Учитывая равенство масштабных коэффициентов s”=s'=s=l, строим начальное положение толкателя 0-6 (приложение лист 4). На траектории откладываем отрезки 0-13,1-12,2-11 с диаграммы перемещений s.

После разметки траектории точек, проводим прямые соответствующим ординатам на диаграмме аналога скорости s'.

Указанные построения дают метрическое место точек а1, а2, …, а6 на фазе подъема, и точки а7, а8, …, а13 на фазе опускания. Соединяя точки аi плавной линией, получаем диаграмму s=s(s').

Из точки а13 под углом 90°-доп к отрезку А3а3 на фазе подъема и под углом 90°-доп на фазе опускания проводим луч. При пересечении луче получаем точку О1 - центр кулачка.

Берем точку либо равную О1, либо ниже ее и полученное расстояние от этой точки до начала диаграммы S=S(Sґ) и оно составляет 78мм.

rр - радиус ролика;

rр ? 0,4• r0min ? 0,4•78 = 31,2 мм

Принимаем радиус ролика rр = 20мм

3.3 Построение профиля кулачка

В приложении (лист 4) изображены диаграммы перемещения, аналога скорости, построение профиля кулачка.

Известно s=s (ц), sґsґґ.

Последовательность построения:

1) Строим окружность радиуса r и через центр ее О1 проводим ось толкателя. Точку пересечения построенных окружностей и оси обозначим 0;

2) Начиная от точки 0 в направлении, противоположном вращению кулачка, на построенной окружности откладываем дуги, соответствующие фазовым углам цп, цвв, цо. Первую из этих дуг делим на 6 равных частей и точки деления обозначим через 1, 2 …, 6. Дугу, соответствующую опусканию, делим на 6 равных частей и точки деления обозначим через 7,8, 13;

3) Из точки О1 проводим лучи через точки деления I=1,2…., 13.

4)Пользуясь диаграммой s=s (ц) на лучах откладываем отрезки s1 взятые с диаграммы перемещения.

Получаем точки

5) Через точки перпендикулярно соответствующим лучам проводим оси в направлении, противоположном вращению кулачка. Эти оси определяют соответствующие положения прямой пересечения плоскости толкателя с плоскостью кулачка и, следовательно, являются касательными к профилю кулачка.

6) Откладываем отрезки, взятые с диаграммы аналога скорости. При подъеме на положительном направлении оси а при опускании на отрицательном;

7) Через построенные точки проводим плавную линию, которая и будет профилем кулачка (теоретическим).

Для того чтобы определить практический профиль кулачка необходимо по контуру теоретического профиля вычертить окружности радиусом rp =20 мм и затем по касательной соединить каждую окружность.

Заключение

Рассчитав курсовой проект мы научились определять момент инерции маховика. Освоили методику определения истинного закона движения, определения уравновешивающего момента. Получили навыки построения дуги зацепления. А также освоили проектный расчет планетарного редуктора.

Литература

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин., Наука, -Москва: 1988г. Артоболевский И.И., Эндельштейн Б.В., Сборник задач по теории механизмов и машин , Наука,-Москва.:1973г.

2. Кореняко А.С., Курсовое проектирование по теории механизмов и машин., высшая школа, - Киев.: 1970г.

3. Ливинская О.Н. - Курс теории механизмов машин

Размещено на Allbest.ru