Курсовой проект "кинематическое проектирование, динамические и силовые расчеты выделяемых механизмов"

СКАЧАТЬ:   1377518141_kursovoy-proeko.zip [97,02 Kb] (cкачиваний: 36)

Содержание

Задание на курсовой проект

Введение

Введение

Выполнение курсового проекта предусматривает кинематическое проектирование, динамические и силовые расчеты выделяемых механизмов (рычажного, кулачкового, зубчатой передачи) из агрегата-машины. Курсовое проектирование способствует закреплению, углублению и обобщению теоретических знаний, а также применению этих знаний к комплексному решению конкретной инженерной задачи по исследованию и расчету механизмов и машин. При решении задач проектирования кинематических схем механизмов должны быть учтены структурные, метрические, кинематические и динамические условия, обеспечивающие воспроизведение проектируемым механизмом заданного закона движения. Шарнирно-рычажные механизмы имеют однократную степень подвижности и состоят из наслоений из двух и трех поводковых групп, т.к. эти группы встречаются в подавляющем большинстве машин. Каждая из этих групп имеет свои особые методы кинематического и динамического анализа и синтеза, вытекающие из структуры этих механизмов.

В расчетах для измерения механических величин используются единицы системы SI, а при графическом изображении механических величин используются масштабы механической величины:

m₁ мм/м-масштаб длины

m_υ мм/м/с- масштаб скорости

m_а мм/м/с² - масштаб ускорения

m_Р мм/Н- масштаб силы

т.е. берется отношение длины отрезка (мм), изображающего эту величину, к рассматриваемой величине (м, м/с,.).

Искомые величины, рассчитываемые по известным формулам, вычисляются в соответствии с точностью заданных параметров по правилам приближенных вычислений и в соответствии с точностью, допускаемой графическими построениями.

1. Кинематический расчет кулисного механизма

1.1 Структурный анализ кулисного механизма

Степень подвижности механизма определим по формуле Чебышева

W = 3n - 2p₁ - p₂ ,

где n - число подвижных звеньев, p1 - число одноподвижных кинематических пар, p2 - число подвижных кинематических пар.

В рассматриваемом механизме 5 подвижных звеньев (т.е. n = 5), и все кинематические пары одноподвижные (т.е. p₁=7, p₂=0). Тогда

W = 3·5 - 2·7 = 1.

Так как подвижность механизма получена отличной от нуля, то механизм работоспособен.

Разбиваем механизм на группы Ассура: группа II класса 1-го порядка (шатун 2 - коромысло 3) и группа II класса 2-го порядка (шатун 4 - ползун 5)

Структурная формула механизма I(0-1) – II₁(2-3) – II₂(4-5)

В целом механизм является механизмом II класса.

1.2 Построение планов скоростей

Построение планов скоростей начинается от ведущего звена, закон движения которого задан.

Из точки Р, принятой за полюс плана скоростей отсчитываем в направлении вращения кривошипа вектор скорости т.А кривошипа равный РА и ^О1А. Затем проводим из конца вектора скорости т.А вектор АВ, который является ^к АВ, далее проводим прямую ^ к О2В из точки Р, пересечение вектора АВ и прямой даст величину вектора О2В. Затем из конца вектора О₂В проводим прямую ^ВС до пересечения с горизонталью проведенной из т.Р, точка пересечения и будет концом вектора РС.

Планы скоростей строятся для всех рассматриваемых положений. Масштаб muпланов скоростей выбирается исходя из формулы:

и может быть любым целым числом для удобства определения численного значения величин скоростей интересующих точек звеньев механизма. Так как скорость точки А кривошипа определяется по формуле:

V_А=13*0,067=0,87 м/с

Величины скоростей точек, угловых скоростей звеньев

Таблица 1.

Угловая скорость кулисы рассчитывается по формуле:

Для остальных положений расчет ведется аналогично. Результаты расчета занесены в таблицу

2. Расчет момента инерции маховика методом проф. Н.И Мерцалова

Приведенным к главному звену моментом каких-либо сил, приложенных к звеньям машины называется момент, условно приложенный к главному звену, мгновенная мощность которого в данном положении машины равна сумме мгновенных мощностей этих сил в том же положении машины.

Т.е. для любого положения машины каждый из приведенных моментов можно определить из условия равенства мгновенных мощностей этого приведенного момента и соответствующей группой сил.

Вычисляется величина приведенного момента М_пс^пр к кривошипу от силы Р_псполезного сопротивления по формуле:

Значение вычисляется для всех положений звеньев механизма.

М₀=107,8*0=0 Нм

М₁=107,8*1,05=113 Нм

М₂=107,8*1,22=131 Нм

М₃=107,8*1,25=135 Нм

М₄=107,8*1,22=131 Нм

М₅=107,8*1,03=111 Нм

М₆=107,8*0=0 Нм

М₇=107,8*1,3=140 Нм

М₈=107,8*2,28=245 Нм

М₉=107,8*2,8=302 Нм

М₁₀=107,8*2,32=250 Нм

М₁₁=107,8*1,33=143 Нм

Строится график =М(j) в масштабе по оси абсцисс m_φ, по оси ординат m_м.

m_φ=26,27 мм/рад; m_м =0,2мм/Н*м

Путем графического интегрирования при выбранном значении полюсного расстояния k, строится диаграмма А_пс=А(j) работ сил полезного сопротивления в функции угла поворота j.

m_А= m_м*m_φ/k

m_А=(26,27*0,2)/40 =0,13 мм/Дж

Так как приведенный момент движущихся сил внутри цикла движения остается постоянным при приводе от электродвигателя переменного тока, то это работа пропорциональна углу j поворота кривошипа. Кроме того, эта работа за период установившегося движения должна численно равняться

А_дв= А_пс±А_G, где А_G

составляющая работ, затраченных на подъем и опускание звеньев при их движении. С некоторой погрешностью эту величину можно не учитывать.

Поэтому соединив прямой точку О с точкой С получим диаграмму А_дв=А(j) в том же масштабе, что и диаграмма А_пс

Дифференцируя графически диаграмму А_дв при том же полюсном расстоянии k получим диаграмму М_дв=М(j), которая представляет прямую, параллельную оси абсцисс.

Искомое значение момента инерции маховика массы вычисляется по формуле:

Принимая во внимание, что вращающиеся массы ротора двигателя планетарного редуктора открытой зубчатой пары обладают уже некоторыми маховыми моментами, величину I_M можно уменьшить на 15-20 %

I_M=62 кг*м²

Принимаем средний диаметр обода маховикаD=0,8 м

Тогда масса обода маховика:

С учетом массы спиц и ступицы масса маховика:

m_м =m/2=390/2=195 кг

По полученной массе маховика определяем:

V=S*l=H*B*3.14*0.8=H*B*2.512

Геометрические размеры обода маховика:

HB=0.02/2.512=0.0070

При высоте сечения обода маховика h=180 мм ширина обода:

B=0.020/0.18=0,11 м

H = 0.0070/(2.512*B) =0.0027/B =0.0027/0.11 =0.024 м

3. Кинематический расчёт зубчатых передач привода

В общем виде кинематическая схема привода кривошипа рычажного механизма состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, планетарного редуктора, цилиндрической зубчатой пары Z₄-Z₅ , на валу кривошипа может находиться маховик.

Частота вращения ротора электродвигателя переменного тока 1600 об/мин, соответственно угловая скорость его 105 рад/с. Общее передаточное число U_Σ от вала электродвигателя до вала кривошипа в общем виде равно:

U_Σ = U_рп*U_цп*U_пр = w_дв/w_кр = 105/12 = 8.75 где

U_рп - передаточное число ременной пары;

U_цп - передаточное число цилиндрической пары зубчатых колес;

U_пр - передаточное число планетарного редуктора;

Так как значения передаточных чисел для U_пр и U_цп известны по значению, то остается найти необходимое значение передаточного числа U_рп равной передачи по формуле:

U_рп = U_Σ /(U_цп*U_пр) = w_дв/w_кр*(U_цп*U_пр)

U_рп = 8.75/4*2 = 1,1

3.1 Определение чисел зубьев зубчатых колес планетарного редуктора.

В практике машиностроения одной из наиболее важной проблемой является решение задачи, состоящей в подборе чисел зубьев планетарного механизма при заданной его схеме и заданном передаточном отношении. Для загрузки центральных подшипников и возможности передачи большей мощности планетарные редукторы обычно выполняются с несколькими сателитами.

Числа зубьев центральных колес и сателитов должны быть подобраны так, чтобы кроме условия соосности, когда ведущий и ведомый валы расположены на одной оси (соосные редукторы), и воспроизведение редуктором заданного передаточного отношения были выполнены ещё два условия:

а) условие "соседства”, т.е. при размещении сателитов на одной окружности их центров не должно иметь места наложение окружностей выступов зубьев смежных сателитов;

б) условие сборки;

Для подбора чисел зубьев планетарного редуктора используется уравнение:

здесь

U_пл=U_I,H – заданная величина передаточного числа планетарного редуктора

К – число сателлитов

- произвольное целое число

Т.к. Zmin 17 тогда

Тогда Z₁=26; Z₂=65; Z₃=26

3.2 Расчет основных размеров зубчатых колес

и параметров зубчатого зацепления Z₄ – Z₅

Одно из колес зубчатой пары имеет число зубьев менее 17. Это значит, что при нарезании «нулевых» колес, т.е. положительного сдвига рейки на расчетную величину, равную:

Зубья будут нарезаны с «подрезом» ножки, что снижает прочность зуба при деформации зуба. Поэтому рекомендуется провести геометрические расчеты размеров колес и параметров зацепления с условием положительного неравносмещенного зацепления.

Z₄ = 14; Z₅ = 30; m₃ = 14 мм

1. Коэффициенты смещения: x₄=0,86; x₅=0,46;

коэффициент обратного смещения: y=0,19 -

1.Сумма коэффициентов смещения x_Σ=x₄ + x₅ = 086 + 0,46 = 1,32

2.Коэффициент отклонения а межцентрового расстояния:

3.Расчетный угол зацепления:

4.Радиусы делительных окружностей:

5.Радиусы основных окружностей:

6.Радиусы начальных окружностей

7.Расчетное межцентровое расстояние

8.Радиусы окружностей впадин (ножек):

9.Величина захода:

10.Высота зуба:

11.Толщина зуба по делительной окружности:

12.Шаг зацепления:

13.Расчетное значение коэффициента перекрытия:

14.Радиусы окружностей головки:

15.Толщина зубьев по дугам основных окружностей:

16.Толщина зубьев по дугам окружностей головок:

3.3Вычерчивание элементов зубчатого зацепления

3.3.1Построение профилей зубьев

Профили зубьев вычерчиваем в такой последовательности:

1.На линии центров колес от точки Р (полюса зацепления) откладываем радиусы R₁ и R₂ начальных окружностей и строим эти окружности

2.Из точки P проводим дугу радиуса и засекаем начальную окружность 1-го колеса в точке А. Прямая АР образует угол α с касательной КР.

Соединяя середину N₁ отрезка РА с центром О₁, получаем радиус О₁N₁ основной окружности 1-го колеса. Точка В пересечения прямой АР с начальной окружностью 2-го колеса получилась за пределами чертежа.

Откладываем отрезок PN₂=R₂·sinα от точки Р и определяем радиус О₂N₂ основной окружности 2-го колеса.

3.Строим эвольвенты, которые описывает точка Р прямой N₁N₂ при перекатывании ее по основным окружностям. При построении 1-ой эвольвенты откладываем на основной окружности 1-го колеса от точки N₁ дугу N₁P, равную длине отрезка N₁P. Отрезок N₁P делим на 4 равные части (N₁B=BC=CD=DP) и из точки В проводим дугу радиуса p=ВР до пересечения в точке Р с основной окружностью, тогда N₁P=N₁P. После этого отрезок РN₁ cнова делим на произвольное число равных частей (Р1=12=…=34). Дугу N₁Р также делим на такое же число равных частей (´Р´1´=´1´2=´3´4). На прямой PN₁ за точкой N₁ откладываем отрезки (45=56=…=78), равные Р₁, а на основной окружности – дуги (´4´5=…=´7´8´), равные дуге P´1´.

Через точки 1´,2´,…8´ проводим перпендикуляры к соответствующим радиусам О₁₁´; О₁₂´;…;О₁₈´. На них откладываем отрезки 1´1´´;2´2´´, … ,8´8´´ соответственно равные отрезкам 1Р, 2Р, … , 8Р

Соединяя последовательно точки Р´; 1´´; 2´´; …; 8´´ плавной кривой получаем эвольвенту для 1-го колеса. Аналогично строим эвольвенту для второго зубчатого колеса.

4.Строим окружности выступов обоих колес. Для более точного их построения подсчитываем высоты головок РК и РL зубьев по формулам : h_г1=R_al-R₁

h_г2=R_a2-R₂, а затем отложить их в масштабе на линии центров от точки Р: О₁К и О₂L – радиусы R_al и R_a2. Построив окружности выступов, найдем точки пересечения их с соответствующими эвольвентами – крайние точки на профилях головок.

5.Строим окружности впадин: h_H1=R₁-R_f1; h_H2=R₂-R_f2 – высоты РК´ и РL´ ножек зубьев. Отложим их в масштабе от точки Р. О₁К´ и О₂L´ - радиусы R_f1 и R_f2 .

R_f4<R_b4; R_f5>Rb5 .</sub>

Независимо от того. Какое положение занимает окружность впадин, полный профиль ножки зуба состоит из эвольвентой части и переходной кривой – галтели, которая соединяет эвольвентную часть с окружностью впадин.

R_f5 ≥ R_b5 : получаем точку пересечения окружности впадин с эвольвентной, а затем у основания делаем закругление дугой радиуса 0,2∙m = 0,2·18=3,6 мм

6.Строим делительную окружность 1-го колеса и получаем точку Dпересечения ее с соответствующей эвольвентой. От точки Dоткладываем дуги: влево ´DE, вправо ´DF, равные длине шага t. От точки Е,D,F влево откладываем дуги ER,DM, FH, равные толщинеS₄ зуба.

Делим дуги DM,ER, FH пополам в точках T, Y, Q. Соединяя эти точки с центром О₁, получаем оси симметрии зубьев. Вырезаем шаблон половины зуба для построения остальных зубьев.

Аналогично строим 3 зуба для второго колеса.

3.3.2Построение активной части линии зацепления и рабочих участков профилей зубьев

Различают теоретическую и активную линии зацепления:

Теоретической линией зацепленияназывают отрезок N ₁ N ₂ касательной к основным окружностям, заключенный между точками касания.

Активной частью линии зацепления называют отрезок ab теоретической линии зацепления, заключенный между точками пересечения ее с окружностями выступов колес.

Активная часть линии зацепления является геометрическим местом точек зацепления (касания) профилей зубьев на неподвижной плоскости.

Если колесо является ведущим и вращается по направлению вращения часовой стрелки, то зацепление зубьев начинается в точке а и заканчивается в точке b. При этом точка касания на профиле первого колеса (ведущего) перемещается от основания к вершине, на профиле второго колеса (ведомого) – от вершины к основанию.

Те участки профилей зубьев, которые участвуют в зацеплении, называют рабочими. Через точку aиз центра О₁ проводим дугу радиуса О _1а до пересечения в точке А1 с профилем зуба первого колеса и через точку bиз центра О₂ проводим дугу О₂bдо пересечения в точке B₂ с профилем зуба второго колеса. Проводим линии, параллельные А₁В₁ и А₂В₂на расстоянии 1,5 – 2 мм и заштриховать получившиеся полоски.