Колісний механізм з приводом
Дослідження кінематичних характеристик механізму, побудова схеми, планів швидкостей та прискорень. Силовий розрахунок механізму методом груп Ассура. Встановлення вихідних та геометричних параметрів зубчатих коліс. Графічний синтез профілю кулачка.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | украинский |
| Дата добавления | 14.09.2012 |
| Размер файла | 925,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
- Зміст
- Завдання
- Вступ
- 1. Дослідження кінематичних характеристик механізму
- 1.1 Побудова кінематичної схеми
- 1.2 Побудова планів швидкостей
- 1.3 Побудова планів прискорень
- 1.4 Побудова графіку приведеного моменту сил корисного опору
- 1.5 Побудова графіків робіт
- 1.6 Побудова графіків кінетичних енергій
- 1.7 Побудова графіку недостаючої енергії
- 2. Cиловий розрахунок механізму
- 2.1 Силовий розрахунок методом груп Ассура
- 2.2 Розрахунок зрівноважуючого моменту методом важеля Жуковського
- 3. Синтез і аналіз механізму приводу
- 3.1 Встановлення вихідних параметрів зубчатих коліс №5 і №6
- 3.2 Розрахунок геометричних параметрів зубчатих коліс, необхідних для побудови картини евольвентного зачеплення
- 3.3 Побудова схеми прямозубого евольвентного зачеплення
- 3.4 Побудова діаграм відносного ковзання і відносного тиску
- 3.5 Розрахунок параметрів механізму приводу
- 4. Синтез кулачка
- 4.1 Отримання вихідних даних для графічного синтезу
- 4.2 Графічний синтез профілю кулачка
- Список використаної літератури
Завдання №05
Вступ
Машинобудування -- основна галузь сучасної промислово розвинутої країни -- визначає рівень розвитку продуктивних сил суспільства, становить фундамент технічного прогресу всіх галузей народного господарства. У свою чергу, прогрес машинобудування визначається досконалістю машин, які створюються. Тому від інженера вимагаються глибокі теоретичні знання і досвід, вміння не тільки керувати складною технікою, успішно її використовувати, але й забезпечувати її швидкий прогрес. Сучасний інженер повинен досконало володіти методами розрахунку і конструювання нових швидкохідних, автоматизованих і високопродуктивних машин.
Створення нових машин базується на досягненнях багатьох фундаментальних і прикладних наук, серед яких важливе місце посідає теорія механізмів і машин.
Теорія механізмів і машин (ТММ) -- наука про загальні методи дослідження властивостей механізмів і машин та проектування їхніх схем,
У ТММ обґрунтовується вибір оптимальних параметрів машин і механізмів, визначаються методи їхнього раціонального проектування. Якість машин і механізмів, які створюються, значною мірою визначається повнотою розробки і використання методів ТММ. Чим повніше будуть враховані при побудові механізмів і машин кінематичні і динамічні властивості окремих механізмів, критерії продуктивності, надійності, тим досконалішими будуть конструкції машин.
Дуже часто підвищення надійності і довговічності машин пов'язують насамперед з переходом на нові високоякісні матеріали, удосконаленням технології обробки деталей, використанням різних засобів, що сприяють зменшенню зношування. Проте основні якості нової машини або механізму закладаються саме на першій стадії їхнього проектування, коли тільки вибирають структурну (принципову) схему й головні кінематичні параметри. Тому доцільніше боротися з першопричинами шкідливих явищ, ніж з їхніми наслідками. Краще усунути великі навантаження, ніж вибирати особливо міцні матеріали, здатні ці перевантаження витримати. Раціональним добором структури і параметрів механізмів або машин можна не тільки підвищити їхню надійність і довговічність, але й значно зменшити габаритні розміри і масу. Досягнуті при цьому результати часто не зв'язані з додатковими матеріальними витратами, для їхнього отримання вимагаються лише глибокі знання конструкторів у галузі теорії механізмів і машин.
Поява нових машин вимагає розробки нових теоретичних положень про їхню механіку. Наука про машини не розвиватиметься, якщо її апарат не буде відповідати реальним потребам промисловості і техніки, так само не може бути прогресу і в машинобудуванні без розвитку методів ТММ. Тому ТММ є однією з основних загально інженерних дисциплін, що забезпечує необхідну теоретичну підготовку інженерів-механіків.
Знання ТММ необхідні не тільки інженерам-конструкторам, які проектують машини, а й інженерам, що займаються їхнім виготовленням і експлуатацією. Вони повинні добре знати основні механізми, принципи їхньої роботи, найважливіші кінематичні та динамічні властивості. У процесі експлуатації машини завжди можуть виникнути неполадки. Усунути їх, а в деяких випадках дати завдання на проектування нової машини чи вдосконалення існуючої, може тільки інженер, який добре знає властивості механізмів, їхню будову і взаємодію у машині.
Базою ТММ є курси математики, фізики, хімії, теоретичної механіки, електротехніки, електроніки, вміння використовувати в інженерних розрахунках електронно-обчислювальні машини (ЕОМ).
Задача курсу ТММ полягає у тому, щоб підготувати студентів до слухання курсів деталі машин, технології машинобудування, курсів з розрахунку і конструювання тих чи інших спеціальних машин залежно від їхньої майбутньої спеціальності.
Курс ТММ можна поділити на дві частини: теорію механізмів і теорію машин. Найбільш розвинута перша частина, у якій вивчаються будова, кінематика і динаміка механізмів та методи їхнього проектування.
Проблеми теорії механізмів можна поділити на дві групи: перша -- це аналіз, тобто дослідження існуючих механізмів; друга -- синтез, тобто проектування нових механізмів, які б виконували задані умови.
Рух механізмів залежить від їхньої будови і сил, що діють на них. Тому зручно при викладанні теорії механізмів проблеми аналізу механізмів, у свою чергу, розбити на три частини:
1) структурний аналіз;
2) кінематичний аналіз;
3) динамічний аналіз.
Структурний аналіз має за мету вивчення теорії будови механізмів, їхнє видозмінення та класифікацію. При кінематичному аналізі досліджується рух тіл, які утворюють механізми, з геометричної точки зору, тобто без врахування сил, що викликають рух цих тіл. Задача динамічного аналізу механізмів -- вивчення методів визначення сил, що діють на тіла, які утворюють механізм, і встановлення взаємозв'язків між рухом цих тіл силами, що на них діють, і масами, які ці ланки мають.
Задача синтезу механізмів полягає у розробці методів проектування механізмів наперед вибраної структури за заданими кінематичними і динамічними умовами. Проте поділ проблем теорії механізмів на аналіз і синтез має суто методичне значення, оскільки у практиці проектування (синтезу) механізмів доводиться дуже часто використовувати аналіз механізмів, який дає змогу виявити найбільш вдалий (оптимальний) варіант розв'язку задачі синтезу.
У теорії машин розглядаються загальні методи проектування схем машин як сукупності окремих механізмів, питання автоматичного керування і регулювання машин. Обидві частини теорії механізмів і машин нерозривно зв'язані між собою, оскільки механізми складають, як правило, основу будь-якої машини.
1. Дослідження кінематичних характеристик механізму
Параметри шарнірно-важільного механізму:
1.1 Побудова кінематичної схеми
Оберемо масштаб кінематичної схеми:
1.2 Побудова планів швидкостей
Запишемо векторні рівняння швидкостей основних точок механізму:
Підкреслені вектори - ті, величини яких нам уже відомі. Верхнім індексом позначається напрямок вектора, якщо він відомий.
Звідси, графічно розв'язавши систему, знаходимо .
Оскільки точки і обертаються навколо одної осі, але по протилежні сторони від неї, то (1)
Для точки С:
Таким чином, в загальному вигляді знайдені швидкості точок, тому ці рівняння можна використовувати для кожного з 12-ти положень ланок механізму. Користуючись формулою (1) і вимірюючи довжину відрізка з плану швидкостей, довжину відрізка з кінематичної схеми, і знаючи , складемо таблицю швидкостей точки B (табл. 1).
Таблиця 1
1.3 Побудова планів прискорень
Оберемо 2 положення механізму під час робочого ходу (№2 і №7)
Складемо системи векторних рівнянь:
Підкреслені вектори - або уже відомі, або ми їх можемо знайти, користуючись планом швидкостей і кінематичною схемою.
Для прискорення Кориоліса, напрямок знаходимо графічно, за правилом Жуковського, а модуль за формулою:
Для точки B:
Для точки C:
1.4 Побудова графіку приведеного моменту сил корисного опору
Для кожного з 12 положень, підрахуємо момент сил корисного опору (Мс.к.о.), та складемо таблицю (Таблиця №2), за котрою побудуємо графік. При чому у точках, що відповідають початку і кінця прямолінійного графіка сил корисного опору, буде відбуватись різкий скачок моменту цих сил.
Таблиця 2
1.5 Побудова графіків робіт
Графічно інтегруючи графік Мс.к.о., отримуємо графік роботи сил корисного опору(Aк.о.).
З'єднавши початок координат з кінечною точкою графіку,отримуємо пряму,що являє собою графік роботи рушійних сил (Aр.с.). Графічно віднімаємо від Aк.о, Aр.с.,отримуємо графік різниці ДА.
1.6 Побудова графіків кінетичних енергій
Для побудови цих графіків, дізнаємось маси та осьові моменти інерції усіх ланок механізму.
Тоді, сумарна кінетична енергія ланок механізму буде рівна:
Таким чином з плану швидкостей дізнаємось швидкості центрів мас та швидкості необхідні для визначення кутових швидкостей ланок.
Положення точок s3 та s4 на планах швидкостей дізнаємось з відношення відрізків на кінематичній схемі.
Обчислимо необхідні дані для кожного положення, по вище наведених формулах. Результати занесемо до таблиці (Таблиця №3).
Таблиця 3
1.7 Побудова графіку недостаючої енергії
Переводимо графік ДА в масштаб графіку ТII :
Далі - графічно віднімаємо від ДА ТII.
Розрахуємо момент інерції маховика, користуючись формулою:
де s - товщина зубчатих коліс.
Де - перепад між максимальним і мінімальним значеннями TII, виміряний на графіку.
2. Cиловий розрахунок механізму
Для силового розрахунку обираємо положення №2.
2.1 Силовий розрахунок методом груп Ассура
Поділимо весь механізм на групи Ассура.
Отримали 3 групи. Починаючи від самої віддаленої від рушійної ланки, будуємо плани сил відповідних груп.
Для 1-ї групи:
Оберемо масштабний коефіцієнт планів сил:
Напрямок сили інерції беремо оберненим до відповідного прискорення.
Складемо рівняння моментів сил, діючих на групу Ассура, відносно точки B, щоб знайти реакцію в точці С.
Тепер у векторному рівнянні сил лишилося лише 2 невідомих векторів, які в сумі являють собою одну силу - силу реакції 5-ї ланки на 4-ту. Знайдемо її побудувавши план сил.
Для 2-ї групи:
Розв'язавши рівняння моментів сил відносно точки А, знайдемо реакцію опори О3.
Тепер є необхідні дані для побудови плану сил.
Для початкової ланки:
Приймемо товщину зубчатого колеса 2 рівну 0,2 його ділильного діаметра. Оскільки ланка 3 обертається рівномірно, то момент інерції рівний нулю, тож маємо рівняння моментів:
Зрівноважувальний момент створюється силою зачеплення зубчатих коліс, що направлена вздовж лінії зачеплення, розрахуємо її величину:
Таким чином задача силового розрахунку розв'язана, перевіримо результат за допомогою важеля Жуковського.
2.2 Розрахунок зрівноважуючого моменту методом важеля Жуковського
Зобразимо план швидкостей в масштабі , і повернемо його на 90о ,після чого у відповідних точках плану прикладемо сили діючі на механізм. Коефіцієнти приведення моментів до важеля Жуковського будуть рівними:
Таким чином:
Загальне рівняння моментів важеля буде виглядати так:
3. Синтез і аналіз механізму приводу
3.1 Встановлення вихідних параметрів зубчатих коліс №5 і №6
Запишемо параметри зубчатих коліс, встановлені ГОСТ 13755-81:
Де ha*- коефіцієнт висоти головки; c* - коефіціент радіального зазору;
сf* - коефіцієнт радіуса перехідної кривої;
б - кут профілю вихідного контура.
3.2 Розрахунок геометричних параметрів зубчатих коліс, необхідних для побудови картини евольвентного зачеплення
Основні діаметри коліс:
Висота головки зуба:
Висота ніжки зуба:
Повна висота зуба:
Радіус перехідної кривої:
Діаметр вершин зубців:
Діаметр впадин:
Крок зачеплення:
Оскільки в даному випадку зміщення рівне нулю, то ділильна ширина впадин ei рівна ділильній товщині зубців колеса ai, обчислимо ці величини:
Міжосьова відстань
Передаточне число:
Основний дуговий крок:
Коефіцієнт торцевого перекриття (вирахуваний аналітично):
Користуючись цими характеристиками побудуємо схему евольвентного зачеплення.
3.3 Побудова схеми прямозубого евольвентного зачеплення
1) Відкладаємо міжосьову відстань, aw, кінцями котрої є центри зубчатих коліс - O5, O6.
2) З центрів відповідних зубчатих коліс проводимо початкові (оскільки колеса нульові, то вони є і ділильними) кола d5, d6. Ці кола проходять через полюс П.
3) Проводимо основні кола d5b, d6b.
4) Проводимо теоретичну лінію зачеплення B5B6, як спільну дотичну основних кіл, ця лінія перетинає O5O6 в полюсі П.
5) Поетапно будуємо профіль зуба зубчатого колеса з центром в O5:
5.1) Проводимо кола вершин та впадин.
5.2) По обидві сторони від радіуса O5B5 під однаковим кутом (5°) проводимо ще радіуси.
5.3) До проведених радіусів проводимо перпендикуляри. Таким чином отримуємо дотичні до основного кола.
5.4) З точки B5, проводимо дугу радіусом B5П до перетину з найближчими дотичними.
5.5) З кінців проведеної дуги проводимо дуги з центром в точці дотику дотичної, на котрій вона лежить до перетину з слідкуючою дотичною, повторюємо цей пункт поки не дійдемо до кола вершин, кола впадин або основного кола.
5.6) Заокруглюємо ніжку зуба радіусом сf.
5.7) По ділильному колу відкладаємо ділильну товщину зуба a5, через середину ділильної товщини проводимо радіальну пряму, що являє собою лінію симетрії зуба.
5.8) Симетрично будуємо протилежний профіль зуба.
5.9) Повторюємо профіль зуба на відстані кроку зачеплення p, відкладеній по ділильному колу.
6) Аналогічно до пункту 5) будуємо профілі зубів іншого зубчатого колеса.
7) Виділяємо активну лінію зачеплення l = H5H6, перевіряємо коефіцієнт торцевого перекриття з графічно отриманих даних.
Результат співпадає з отриманим аналітично, похибка менша за обрану точність (0,001мм).
3.4 Побудова діаграм відносного ковзання і відносного тиску
Користуючись формулами складемо таблицю значень коефіцієнтів відносного ковзання і відносного тиску:
Де e=B5B6, , x-відстань від точки B5,що відраховується в напрямку B6. Підрахуємо шукані значення з кроком Дx=10мм. Занесемо їх у таблицю (Таблиця №4).
Таблиця 4
Отримані значення відкладемо на кресленні у масштабі і
Кругові діаграми ковзання зображаємо, відкладаючи від робочої ділянки зуба вздовж кіл що проходять через центри коліс, відповідні значення коефіцієнтів відносного ковзання у масштабі .
3.5 Розрахунок параметрів механізму приводу
Загальне передаточне число:
Для даної схеми механізму по способу Вілліса маємо:
Число замінюємо на простий дріб виду де 17,18,19… в знаменнику являє собою кількість зубів першого зубчатого колеса, z1. Чисельник розбиваємо на два множники, один з котрих приймемо з конструктивних міркувань рівним 3,4 або 5. Інший множник, округлений до цілого вважаємо рівним z2.
Нехай z1=17, тоді:
Приймаємо n=3, тоді з умов співвісності:
Перевіряємо умову складання:
Перевіримо умову сусідства для K=3:
Умова сусідства виконується.
Обчислимо дійсне передаточне відношення і порівняємо його з необхідним:
Відмінність несуттєва, тож цей редуктор нас влаштовує.
Підрахуємо геометричні параметри передаточного механізму і занесемо їх у таблицю на кресленні.
Побудуємо кінематичну схему передаточного механізму в масштабі і зобразимо картину швидкостей в масштабі:
Користуючись картиною швидкостей, паралельним переносом прямих розподілу лінійних швидкостей утворимо картину кутових швидкостей у масштабі:
4. Синтез кулачка
4.1 Отримання вихідних даних для графічного синтезу
Користуючись приведеними нижче формулами, розраховуємо значення аналогів кутових прискорень, в залежності від кута повороту кулачка з інтервалом в 10 градусів, а також в точках, що відповідають початку і кінцю вистою в самому дальньому положенні і відкладаємо ці значення на графіку у відповідному масштабі. Оскільки графік аналогів прискорень симетричний, то достатньо підрахувати значення лише для віддалення. Значення на повернення отримаємо з умови симетричності відносно вертикальної осі графіку відхилень і симетричності відносно середньої точки графіків аналогів кутових швидкостей і кутових прискорень:
На основі цих даних будуємо відповідні графіки у масштабах:
;
;
;
Де кожен наступний графік отримано графічним інтегруванням попереднього.
4.2 Графічний синтез профілю кулачка
механізм кінематичний зубчатий графічний
Отримавши значення кутів відхилення в залежності від кута повороту кулачка, можемо побудувати його профіль. Для цього скористаємось принципом оберненого руху.
Порядок побудов:
1) Оберемо масштабний коефіціент побудов
2) Проведемо коло мінімального радіуса r0.
3) Проведемо коло центрів обертання коромисла радіусом .
4) Відкладемо фазові кути в напрямку, оберненому обертанню кулачка. Поділимо кут віддалення цу і кут повернення цв на проміжки по 10°.
5) Побудуємо профіль коліщатка в початковий момент віддалення, для цього проведемо коло діаметром d так, щоб воно торкалося мінімального кола(точка А) і центр його(точка А1) лежав на промені, що відповідає за початок віддалення, ОА.
6) Аналогічно будуємо профіль коліщатка в останній момент повернення.
7) Центри цих двох кіл(точки А1 і Z1) з'єднуємо дугою, концентричною з мінімальним колом. Таким чином отримуємо частину дійсного профілю кулачка, що відповідає вистою.
8) З точки А1 радіусом робимо засічку на колі центрів коромисла (точка С), з'єднаємо ці дві точки.
9) Від отриманого відрізка С1А1 відкладаємо відрізки тої ж довжини під кутами в з таблиці.
10) Дугами що проходять через кінці отриманих відрізків і з центром в точці О робимо засічки на радіусах, що відповідають куту повороту кулачка.
11) З'єднуємо отримані засічки кривою. Отримана крива являє собою частину теоретичного профілю, що відповідає віддаленню.
12) Проводимо кола-профілі коліщатка з центром в отриманих засічках.
13) Через центри цих кіл проводимо нормалі до отриманої кривої. В точках їх перетину з колами робимо засічки.
14) З'єднуємо засічки, отримуємо частину дійсного профілю, що відповідає віддаленню.
15) Симетрично будуємо участок повернення.
16) Вимірюємо кути передачі руху і будуємо за отриманими значеннями графік в масштабі .
Найменше значення кута - 37°, при допустимому в даному випадку 45°. Але недопустимий кут належить участку повернення, а на участку віддалення - кут завжди більше 45°, тож заклинювання виникнути не може. Таким чином можна вважати, що кулачок спроектований вдало.
Список використаної літератури
1. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / Под ред. А.С. Кореняко. - Киев: Вища школа, 1970. 328 с.
2. И.И. Артоболевский «Теория машин и механизмов» четвертое издание, Москва - Главная редакция физико-математической литературы, 1988г. 640с.
3. Комаров А.В. «Эвольвентные цилиндрические зубчатые передачи внешнего зацепления» 2-е издание: Учебное пособие. - Псков: СПГТУ, 1996. 68с.
4. Основы проектирования передаточных механизмов: Учебное пособие для студентов высших учебных заведений. - Оренбург: ОГУ, 2003. 248с.
5. Теория механизмов и машин: динамический анализ, зубчатые зацепления: конспект лекций/ В.Б. Покровский. Екатеринбург: ООО.«Издательство УМЦ УПИ», 2004. 49с.
6. Синтез и кинематический анализ планетарных механизмов. Методические указания к выполнению лабораторной работы по курсу "Теория механизмов и машин" / Э.Л. Гордиенко, А.Л. Сотников. ? Донецк: ДонНТУ, 2005. ? 12 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Структурний і силовий аналіз шарнірно-важільного механізму привода глибинного насосу. Синтез кулачкового механізму. Визначення реакцій у кінематичних парах механізму та зрівноважувальної сили методом М.Є. Жуковського. Побудова планів швидкостей механізму.
курсовая работа [411,2 K], добавлен 06.06.2019Структурне і кінематичне дослідження важільного механізму. Визначення довжин ланок і побудова планів. Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для заданого положення. Сили реакцій у кінематичних парах за методом Бруєвича.
курсовая работа [430,7 K], добавлен 07.07.2013Побудова планів швидкостей та визначення кутових швидкостей ланок механізму. Кінетостатичне дослідження шарнірно-важільного механізму. Визначення маси, сил інерції і моментів ланок. Розрахунок законів руху штовхача. Перевiрка якостi зубцiв та зачеплення.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 09.09.2010Структурний аналіз механізму. Побудова планів швидкостей та прискорень, евольвентного зубчатого зачеплення. Синтез та кінематичний аналіз планетарного редуктора. Ступінь рухомості плоских механізмів. Визначення загальних розмірів геометричних параметрів.
контрольная работа [534,8 K], добавлен 12.11.2014Структурний аналіз механізму. Кінематичне дослідження механізму: побудування плану положень, швидкостей, прискорень, діаграм для крапки В. Визначення сил і моментів сил, що діють на ланки механізму, миттєвого механічного коефіцієнта корисної дії.
курсовая работа [289,3 K], добавлен 21.11.2010Структурний аналіз приводу поршневого насосу. Побудова планів положень, траєкторій окремих точок, швидкостей, прискорень ланок механізму. Задачі кінетостатичного дослідження. Графіки робіт сил опору, приросту кінетичної енергії, зведених моментів інерції.
курсовая работа [413,8 K], добавлен 19.05.2011Механізм петельників швейної машини. Розробка просторової синхрограми механізму зигзагоподібного стібка. Визначення параметрів механізму петельника. Розрахунок ходу голки. Синтез механізму петельника. Динамічний аналіз та навантаження механізму.
отчет по практике [2,6 M], добавлен 19.05.2015Методи розрахунку побудови профілю кулачка, призначеного для керування клапанами. Особливості застосування закону руху штовхача. Характер руху ланок механізму і кінематичних пар. Аналіз руху машинного агрегату й розрахунок маховика. Рівняння руху машини.
курсовая работа [156,4 K], добавлен 24.11.2010Структурний, кінематичний, кінетостатичний та енергетичний аналіз конвеєра; синтез важільного механізму конвеєра за коефіцієнтом зміни середньої швидкості вихідної ланки; синтез зубчатого зачеплення і приводу механізму, синтез кулачкового механізму.
курсовая работа [387,9 K], добавлен 18.02.2008Основне призначення та загальна будова стрілочного приводу. Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок передавального механізму, конструювання другого проміжного вала. Визначення основних розмірів зубчастих коліс. Розрахунок підшипників.
курсовая работа [173,4 K], добавлен 31.10.2014
