Курсовая работа "Кинематический анализ рычажного механизма"

 

 

 Скачать:  1360412057_pz.zip [205,72 Kb] (cкачиваний: 75)

 

 

Кинематический анализ рычажного механизма

1. Структурный анализ.

1.) Структурная схема

 

 

 

 

Исходные данные:

Масштаб плана положений:

 

4.) Таблица 1 - Названия звеньев

№ звена	Наименование
0	Стойка
1	Кривошип
2	Ползун
3	Коромысло
4	Коромысло
5	Ползун

 

5.) Таблица 2 - Кинематические пары и их классификация.

Обозн. КП	Звенья составляющие КП	Вид движения	Подвижность КП	Высшая или низшая
	0-1	Вращательное	Одноподвижная	Низшая
А	1-2	Вращательное	Одноподвижная	Низшая
А	2-3	Поступательное	Одноподвижная	Низшая
	3-0	Вращательное	Одноподвижная	Низшая
В	3-4	Вращательное	Одноподвижная	Низшая
С	4-5	Вращательное	Одноподвижная	Низшая
С	5-0	Поступательное	Одноподвижная	Низшая

 

Число одноподвижных кинематических пар (V класса)

Число двуподвижных пар (IV класса)

6.) Степень подвижности механизма:

Вывод: В механизме одно входное звено кривошип.

7). Таблица 3 - Разбивка механизма на кинематические группы.

Группа	Эскиз группы Ассура	Звенья составляющие группу	Класс, порядок, вид группы
Ведущая		0; 1	II (0; 1)
II группа Ассура		2; 3	II3 (2; 3)
II группа Ассура		4; 5	II2 (4; 5)

 

7.) Формула строения

Последовательное соединение групп Ассура

Вывод: Механизме относится ко второму классу.

2. Построение плана положений

Сила полезного сопротивления направлена cправа налево, следовательно крайнее левое положение точки С является началом рабочего хода. Крайнее положение находится методом касательной.

3. Построение планов скоростей

Найдём угловую скорость кривошипа :

 

Скорость точки А:

 

 

Найдём скорость точки А принадлежащей звену 3:

 

 

Из плана находим скорость

Скорость точки В ищем подобием:

 

 

Скорость точки С:

 

 

Из плана скоростей найдём скорость точки С.

4. Построение плана ускорений.

1.) Ускорение точки А:

 

 

Так как , то ,

 

 

Определим масштабный коэффициент плана ускорений:

 

 

- находим из плана скоростей.

Тогда:

 

 

- направление вдоль звена 3.

С другой стороны:

 

 

На плане ускорений построим ускорение точки

Ускорение точки В найдём по подобию:

 

 

Найдём ускорение точки C:

С другой стороны:

 

 

Изображаем на плане и согласно ему находим ускорение точки C.

1.5. Силовой анализ механизма.

Целью силового расчета механизма является определение всех сил и моментов, а так же реакции в кинематических парах.

Выделяем необходимые для силового расчёта угловые скорости и ускорения звеньев из предыдущих расчетов;

;

;

;

;

;

.

Определяем ускорения центра масс звеньев:

;

;

;

.

;

;

1.5.1 Определение инерционных сил и моментов.

Инерционные силы прикладываем в центрах масс звеньев и направляем противоположно их ускорениям, а инерционные моменты направляем противоположно угловым ускорениям звеньев.

Определяем силы тяжести звеньев:

;

;

Величины инерционных сил:

;

;

.

Величины инерционных моментов:

;

;

.

 

 

 

 

 

 

1.5.1 Определение реакции в кинематических парах и уравновешивающего момента методом планов сил.

Порядок силового расчета механизма определяем формулой его строения. За начальное звено принимаем то звено, к которому приложена неизвестная внешняя нагрузка – момент уравновешивающий, он приложен к начальному звену механизма. Поэтому для силового анализа формула строения сохраняет свой вид:

Рассмотрим группу (4:5)-2 класс 2 вид

1.) Реакцию во внешнем шарнире раскладываем на нормальную и тангенциальную составляющие.

2.) Уравнение сил действующих на звено 4 относительно точки .

Из уравнения моментов определяем тангенциальную реакцию.

;

;

;

где– сила тяжести звена 4;

– инерционная сила звена 4;

– внутренняя реакция;

– плечи на инерционную силу и силы тяжести соответственно.

Определим масштаб плана сил :

; .

Уравнение плана сил для звена 3.

;

где– тангенциальная реакция к первому звену от второго;

– нормальная реакция к первому звену от второго;

– сила тяжести звена 2;

– сила инерции звена 2;

 

Уравнение моментов и сил звена 3.

1.) Реакцию раскладываем на нормальную и тангенциальную составляющие.

2.) Уравнение моментов сил действующих на звено 3 относительно точки .

 

 

;

Определяем величину тангенциальной реакции;

;

;

Уравнение сил:

где– тангенциальная реакция к четвёртому звену от третьего;

– нормальная реакция к четвёртому звену от третьего;

– внутренняя реакция находится из плана.

– сила тяжести звена 3;

Уравнение моментов относительно шарнира для звена 1.

;

где – уравновешивающий момент;

– тангенциальная реакция ко второму от первого звена;

– нормальная реакция ко второму от первого звена;

Уравнение плана сил.

.

Определяем направление величину реакции ;

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.5.2. Определение уравновешивающего момента методом рычага Н. Е. Жуковского.

Уравновешивающий момент определяем, используя принцип возможных перемещений: сумма мгновенных мощностей всех внешних сил и моментов равна нулю.

Мгновенные мощности сил вычисляем с помощью следующих построений: план скоростей поворачиваем на в любую сторону к соответствующим точкам плана скоростей прикладываем действующие в одноимённых точках силы.

Знаки мощностей развиваемых моментами, положительны, если направление момента совпадает с направлением вращения звена.

Определим знак мощности одной силы тяжести : угол между направлением силы и скорости точки ее приложения (действительный до поворота плана) острый, значит мощность положительна. Все остальные силы, вращающие рычаг Жуковского в том же направление что и рассмотренная, развивают мощность того же знака.

Определяем уравновешивающий момент.

;

Величина уравновешивающего момента, найдена приблизительно точно, оценим погрешность определения уравновешивающего момента методом планов сил и методом рычага Н. Е. Жуковского.

;

.

Синтез кулачкового механизма.

 

 

Дано: диаграмма ;

Решение:

Ход выходного звена:

 

 

Рассчитываем максимальное значение аналога ускорения (амплитуда графика) при подъёме и при опускание , м.:

 

 

где =4- табличное значение;

Определяем максимальное значение аналога скорости при подъёме - и при опускание - :

 

 

где - табличное значение;

Выбираем масштабы:

 

 

Содержание

Задание на проектирование 2

Введение 3

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 4

2. Расчет передач 8

2.1 Расчет конических колес редуктора

2.2 Расчет цилиндрических колес редуктора

2.3 Расчет клиноременной передачи

3. Предварительный расчет валов редуктора и выбор 21

подшипников

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса 23

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 24

6. Первый этап компоновки редуктора 25

7. Проверка долговечности подшипников 27

8. Второй этап компоновки редуктора 36

9. Проверка прочности шпоночных соединений 37

10. Уточненный расчет валов

11. Вычерчивание редуктора

12. Посадки основных деталей редуктора

13. Выбор сорта масла

14. Сборка редуктора

Библиографический список

Введение

Транспортёры (конвейеры) предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для менанизирования разгрузочно - погрузочных работ, для транспортирования изделий в технологических поточных линиях.

В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся по принципу действия и по конструкции.

Все эти устройства можно разделить на две основные группы:

1.транспортирующие устройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.

2.транспортирующие устройства без тягового органа – гравитационные.

Независимо от типа тягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:

·приводная станция, от которой тяговый орган получает движение

·тяговый орган с элементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них

·рама или ферма транспортёра

·поддерживающее устройство (катки, ролики)

·натяжная станция, которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа

Приводная станция включает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительные муфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводной станции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.

Натяжная станция позволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживать таким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовых применяются грузовые натяжные устройства.

В ленточных транспортёрах тяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная, прорезиненная.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определим общий КПД двигателя:

, где (1), с. 5

h₁= 0,97 – КПД цилиндрических колес;

h₂= 0,96 – КПД конических колес;

h₃= 0,99 – КПД, учитывающий потери подшипников качения;

h₄= 0,99 – КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана;

h₅= 0,98 – коэффициент, учитывающий потери в муфте;

h₆= 0,96 - коэффициент, учитывающий потери в ременной передаче.

Мощность на валу барабана:

, где (1), с. 5

F_лент– полезная сила на ленте конвейера; F_лент=3000Н=3 кН;

V_лент– скорость ленты; V_лент=0,8 м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

Угловая скорость барабана:

, где

D_бар=330мм=0,33 м – диаметр приводного барабана;

Частота вращения барабана:

(1), с. 329

об/мин

Из ГОСТ 19523-81 (П3, (1), с.328), выбираем электродвигатель по Р_тр=2,97 кВт.

Двигатель 4А112МА6У3 со скольжением 4,7% и Р=3 кВт. Частота вращения 1000 об/мин.

Определим номинальную частоту вращения:

об/мин

Угловая скорость:

рад/с(1),с. 329

Передаточное отношение:

(1),с. 329

Примем передаточные отношения:

- для конической передачи u₁=2,5:

- для цилиндрической передачи u₂=2,8;

Тогда для клиноременной передачи:

Принимаем u₃=2,15

Определение частот вращения и угловых скоростей валов:

- ВАЛ 1

об/мин рад/с

- ВАЛ 2

об/минрад/с

-ВАЛ 3

об/минрад/с

- ВАЛ 4

об/минрад/с

Определим вращающие моменты:

- на валу двигателя:

(1),с. 329

где Р_тр – требуемая мощность; ω₁– угловая скорость вала 1

- на валу шестерни:

(1),с. 329

где u₃=2,15 – передаточное отношение ременной передачи;

- на валу колеса:

(1),с. 329

где u₁=2,5 – передаточное отношение конической передачи;

- на валу барабана:

(1),с. 329

где u₂=2,8 – передаточное отношение цилиндрической передачи;

2. Расчет передач

2.1 Расчет конических колес редуктора

По табл. 2.1 ((2), с. 11) примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали 40ХН; для шестерни улучшенную с твердостью НВ=280, для колеса улучшенную с твердостью НВ=250.

Определим допускаемые контактные напряжения:

где- базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

-для шестерни

-для колеса

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности,

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

K_Hβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При консольном расположении шестерни по табл. 3.1 (3),с. 26, принимаем K_Hβ=1,2

Ψ_bRe– коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию.

Примем Ψ_bRe=0,285

Основные размеры шестерни и колеса

Внешний делительный диаметр колеса:

, где (1), с. 49

Т₂=159,63 10³Н мм – вращающий момент на валу колеса;

u₁=2,5 – передаточное отношение конической передачи;

Согласно ГОСТ 12289-76 принимаем

Примем число зубьев шестерни z₁=20, тогда число зубьев колеса

(1),с. 341

Уточним передаточное отношение:

(1),с. 341

Внешний окружной модуль:

(1),с. 341

Углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние:

(1),с. 342

Длина зуба:

(1),с. 342

Внешний делительный диаметр:

(1),с. 342

Средний делительный диаметр шестерни:

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средний окружной модуль:

(1),с. 342

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

(1),с. 342

Проверка контактных напряжений

Средняя окружная скорость:

,где (1),с. 342

ω₂=48,16 рад/с – угловая скорость вала 2

Для конических передач назначим 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки:

(1),с. 342

K_Hβ– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба. При ψ_bd=0.45, при консольном расположении колеса и приНВ≤350 по табл. 3.5 (1),с. 39, принимаем K_Hβ=1,15

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (3), с. 32;

где- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления

Проверим контактные напряжения по формуле:

Недогрузка составляет

условие прочности выполнено

Сила в зацеплении:

где (1), с. 343

Т₁=63,85 10³ Н мм – вращающий момент на валу шестерни;

d₁=67,6 мм – средний делительный диаметр шестерни;

Радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса:

(1), с. 343

где α=20º – угол зацепления

Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:

Расчет прочности по напряжению изгиба

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводится по формуле:

где (1), с. 50

F_t=1889H – окружная сила в зацеплении

- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб

K_Fβ=1,21 – по табл. 3.7 (1), с.43, при ψ_bd=0.45, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ≤350.

K_FV=1,15 – по табл.3.8 (1), с.43, при НВ≤350, V=1,5 м/с и 7-й степени точности.

Y_F– коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зуба:

- для шестерни

- для шестерни

При этом (1), с. 42 Y_F1=4.09, Y_F2=3.66

ζ_F=0.85

b=30.7 – длина зуба

m=3,88 – средний окружной модуль.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

(1), с. 344

где - предел выносливости

по табл. 3.9 (1),с. 44, для Ст. 40ХН =1,8НВ

тогда для шестерни

для колеса

[S_F] – коэффициент запаса прочности

[S_F]=[S_F]’*[S_F]’’. По табл. 3.9 (1), с. 44, [S_F]’=1,75, для поковок и штамповок [S_F]’’=1

[S_F]=1,75*1=1,75

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость :

- для шестерни

- для колеса

Для шестерни отношение:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

2.2 Расчет цилиндрических колес редуктора

Материалы шестерни и колеса те же, что и для быстроходной зубчатой пары

Коэффициент нагрузки при несимметричном расположении колес K_Hβ=1.25

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

(1), с. 32

где- вспомогательный коэффициент, (для косозубых колёс)

- крутящий момент на валу колеса, Нּм

- передаточное отношение передачи,

- коэффициент ширины колес относительно диаметра

Модуль зубьев:

(1), с. 36

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m=2,5

Число зубьев шестерни:

(1), с. 36

β=10º - угол наклона зубьев колеса

Принимаем z₃=33, тогда число зубьев колеса