Расчет зубчатого ,рычажного, кулачкового механизма

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 21 Октября 2013 в 19:52, курсовая работа

Краткое описание

При изучении курса ТММ студент получает основополагающие сведения о механизмах - об их многообразии, основных типах и о воз-можности их использования в различных машинах; изучает основные методы анализа и синтеза механизмов, применяемых в разнообразных машинах и устройствах; учится привлекать ЭВМ для рационального проектирования механизмов и оптимизации их параметров.
Этот курс лежит в основе конструкторских разделов большинства специальных дисциплин, освоение которых без знания основ теории механизмов и машин невозможно или затруднительно.
При выполнении курсовой работы студенты учатся самостоятель-но и грамотно решать задачи проектирования механизмов.

Содержание

Введение ………………………………………………………………………….… 3
1Зубчатый механизм ………………………………………………………......….. 4
1.1 Подбор чисел зубьев колес …………………………………………………... 4
1.2 Кинематический расчет редуктора …………………………………………... 6
1.2.1. Частоты вращения звеньев ………………………………….…. 6
1.2.2 Угловые скорости звеньев ………………………….……………….……. 7
Силовой расчет редуктора ………………………………………….... 8
1.3.1 Расчет с учетом потерь мощности на трение ……………………...……. 8
1.3.2 Расчет без учета потерь мощности на трение ………………………….. 10
1.4. Геометрический синтез зубчатой пары ……………………………….… 14
1.4.1 Предварительный выбор коэффициентов смещения ……………………. 14
1.4.2. Округление межосевого расстояния и уточнение коэффициентов
смещения……………………………………………………………………..……14
1.4.3 Основные геометрические размеры колес передачи …………………… 15
1.4.4 Проверка качества зацепления по геометрическим
показателям ……………………………………………………….……………...16
1.4.5 Расчет измерительных размеров …………………..……………………..17
Картина зацепления …………………………………………………… 18
2. Синтез и анализ рычажного механизма ………………………..………….. 20
2.1Подбор незаданных размеров механизма …………………………………..20
2.2 Кинематический анализ рычажного механизма ……………………….… 22
2.2.1 Структурный анализ механизма ………………………………………… 22
2.2.2. Построение заданного положения механизма ………………………….. 22
2.2.3. Построение плана скоростей ……………………………………………. 23
2.2.4. Построение плана ускорений ………………………………………..…..25
2.4. Кинетостатический анализ рычажного механизма ……………………… 26
2.4.1. Определение внешних нагрузок …………………………………….…..26
2.4.2. Определение реакций в кинематических парах
и уравновешивающего момента методом планов сил ………………………..27
2.4.3. Определение уравновешивающего момента
методом Н.Е. Жуковского ……………………………………………….……. 31
2.4.4. Сравнение значений уравновешивающего момента,
полученных различными методами ……………………………………….….. 33
2.4.5. Оценка потерь мощности на преодоление сил
трения в кинематических парах ……………………………………………….. 34
2.5. Расчёт маховика …………………………………………….………………. 35
3. Кулачковый механизм ………………………………………………………. 44
3.1. Кинематические диаграммы ……………………………………………… 44
3.2. Определение наивыгоднейших размеров кулачка …………..…………. 48
Список использованной литературы …………………………………………. 50

Прикрепленные файлы: 1 файл

курсовая ТММ ПЗ.docx

— 1.27 Мб (Скачать документ)

nH=120,277 об/мин.

Частота вращения на выходном валу

nB= n6=nH=120,277 об/мин.

 

Из выражения (1.6)

n3 =(-65/15)∙120,277=-521,198 об/мин.

По схеме определяем

n4 = n3 =-521,198 об/мин.

Из формулы Виллиса

iH12=(n1-nH)/(n2-nH)=-z2/z1,

выражаем частоту вращения колеса z2

n2=(n1-nH)/(-z2/z1)+nH=(2900-120,277)/(-25/15)+120,277=-1547,558 об/мин.


Частота вращения колеса z5:

n5=n4/i45=n4/(-z5/z4)=-521,198/(-25/15)=312,719 об/мин.

Частота вращения сателлита z2 относительно водила Н:

n2H=n2-nH=-1547,558-120,277=-1667,834 об/мин

Частота вращения сателлита z3 и z4 относительно водила Н:

n4H= n3H=n3-nH=-521,199-120,277=-641,475 об/мин

 

 

1.2.2 Угловые скорости звеньев

 

Угловые скорости звеньев, соответствующие  найденным частотам вращения

ωА1=πn1/30=3,14∙2900/30=303,687 c-1

ω6H= ωB=πnH/30=3,14∙120,277/30=12,595 c-1

ω34=πn3/30=3,14∙(-521,198)/30=-54,5797 c-1

ω2= πn2/30=3,14∙(-1547,558)/30=-162,0598 c-1

ω5= πn5/30=3,14∙312,719/30=32,748 c-1

ω= πn/30=3,14∙(-1667,834)/30=-174,655 c-1

   ω= ω= πn/30=3,14∙(-641,475)/30=-67,175 c-1

 

 

Кинематический и силовой  анализ редуктора

 

Исходные данные:

 

Номер кинематической схемы  редуктора                        27

Время одного оборота выходного вала, с                   0.500

Частота вращения входного вала редуктора, об/мин          2900

Момент сопротивления  на выходном валу, Н·м (модуль)    254.648

 

Числа зубьев колес:                 z1 =  15        z4 =  15

z2 =  25        z5 =  25

z3 =  65        z6 =  65

 

КПД кинематических пар: вращательных                     0.990

внешних зацеплений                 0.980

внутренних зацеплений              0.980


================================================================

Результаты расчета:

 

 Передаточное отношение  iAB                            24.1111

    Фактическое время  одного оборота выходного вала, с  0.4989

    Погрешность Delta_tc, %                            -0.2299

    Фактическая частота  вращения nB, об/мин           120.2765

    Погрешность Delta_nB, %                             0.2304

    ================================================================

Частоты вращения звеньев, об/мин     Угловые   скорости, рад/с

 

    nA = n1 = 2900.000                   OmA = Om1 =  303.687

    n3 = n4 = -521.198                   Om3 = Om4 =  -54.580

    n3H = n4H =  -641.475                Om3H = Om4H = -67.175

    n2 = -1547.558                       Om2 = -162.060

    n2H = -1667.834                      Om2H = -174.655

    n5 =   312.719                       Om5 =   32.748

    nH = n6 = nB = 120.276              OmH = Om6 = OmB=12.595

    ================================================================

    Значения вращающих  моментов при TB =   254.648 Н·м

    и мощностей  (без учета трения) при nA =  2900.000 об/мин

 

    С учетом трения         Без учета трения         Мощности, кВт

 

    TA =     11.850                 10.561            3.207

    T1 =     11.731                 10.561            3.207

    T3 =     48.335                 45.766           -2.498

    T4 =    -47.852                -45.766            2.498

    T6 =   -197.154               -198.320           -2.498

    TH =    -60.066                -56.328           0.709

    TB =   -254.648               -254.648           -3.207

 

    Heta_AB = 0.891                  1.000


 

 

1.3 Силовой расчет редуктора

 

Исходными данными для силового расчета являются результаты кинематического расчета редуктора и величина момента полезного со- противления ТВ на выходном валу редуктора, равная среднему значению движущего момента ТД на валу кривошипа рычажного механизма.

ТД=Qпс ∙ Нраб/(2π)=4000∙0,4/(2π)=254,648 Н∙м,

Hраб – ход звена (в метрах), нагруженного силой Q пс (из задания на рычажный механизм).

Приняты следующие КПД кинематических пар: вращательной ηв=0,99 , внешнего и внутреннего зацеплений ηз=0,98.

Целью расчета является определение энергетических и силовых соотношений редуктора.

 

 

1.3.1 Расчет с учетом потерь  мощности на трение 

 

Расчет с учетом потерь мощности на трение выполняем с помощью уравнений баланса мощностей и равновесия. Коэффициент полезного действия в уравнениях баланса мощностей является сомножителем при подводимой мощности, то есть при положительном слагаемом уравнения.

1)Уравнение энергетического баланса  для выходного вала

ηН(-ТН)∙ωН+(-Т66ВωВ=0

Так как мощность ТВωВ , снимаемая с выходного вала отрицательная, то угловая скорость ωВ =12,595 c-1 положительна, то ТВ -отрицательно.

Так как ωВ = ω6 = ωН , то преобразуем уравнение

                                         ТВН ηН –Т6=0                                                          (1.7)

2)Уравнение равновесия для дифференциальной  ступени

Т1Н3=0                                                            (1.8)

Уравнение баланса мощностей в  обращенном движении

ηН13 Т11Н)+Т33Н)=0                                        (1.9)

Т.к. ω3=-54,58, ωН=12,595, ω1=303,687, то (ω3Н)<0 и (ω1Н)>0, следовательно Т1 и Т3 имеют одинаковые знаки. Из уравнения равновесия следует что при отрицательном моменте ТН моменты Т3 и Т1- положительны.

Тогда Т11Н)>0, и колесо z1 в обращенном механизме является ведущим. Уравнение, записанное для дифференциальной ступени, образует систему, решение которой имеет вид

Т1= - Т3/(iH13 ∙ηH13)= - TH/(1-iH13∙ηH13)                             (1.10)

3)Уравнение баланса мощностей   со входного вала

ηА1ТА∙ωА+(-Т1)∙ω1=0

Учитывая что ω1= ωА , то Т1 и ТА имеют одинаковый  знак, и


ηА1ТА +(-Т1) =0                                                     (1.11)

4) Уравнение энергетического баланса  для колес z4 и z6

η46 ω4 Т46ω6=0                                                 (1.12)

Учитывая ω4<0 и ω6>0, то Т4 и Т6 имеют одинаковый знак.

5) Колеса z3 и z4 связаны мощностями уравнением

Т3ω3η344ω4=0

Так как ω3= ω4, то

Т3η344=0                                                  (1.13)

Определим коэффициенты полезного  действия

η46= ηH13Вηз2=0,99∙0,982=0,951

ηHВ2 ηз=0,992 ∙0,98=0,961

ηА1= η34=0,99

Из уравнения (1.7) выражаем Т6 , из уравнения (1.12)  выражаем Т4 , подставляем выражение Т6 в уравнение для Т4:

Т6В- ТН ηН                                           (1.14)

Т46ω6/(ω4η46)= (ТВ- ТН ηН)∙ ω6/(ω4η46)                         (1.15)

Из уравнения (1.13) выражаем Т3 , а Т4 заменяем выражением (1.15). Подставляем числовые значения:

Т3=-Т434= ===62,428+0,238ТН   (1.16)

 

Из уравнения (1.10) выразим Т3 и подставим числовые значения

Т3= == - 0,8046 ТН                                    (1.17)

Приравняем правые части выражений (1.16) и (1.17)

62,428+0,238ТН   = - 0,8046 ТН

ТН=-60,066 Н∙м

Найдем Т6 из уравнения (1.14)

Т6=-254,648-(-60,066)∙0,961=-197,154 Н∙м

Найдем Т4 из уравнения (1.15)

Т4==45,852 Н∙м

Найдем Т3 из выражения (1.17)

Т3=-0,8046∙(-60,066)=48,335 Н∙м

Найдем Т1 из уравнения (1.9)

Т1 = ==11,731 Н∙м

Найдем ТА , выразив из уравнения (1.11)

ТА1А1=11,731∙303,687/0,99=11,850 Н∙м.

Уравнение баланса мощностей для  механизма

ηАВТА∙ωАВ∙ωВ=0                                               (1.18)

Найдем коэффициент полезного  действия


ηАВ = - ТВ∙ωВ /(ТА∙ωА) = = 0,891.

 

1.3.2 Расчет без учета потерь  мощности на трение

 

Полагая, что ==ηА134=1, то момент Т3 с учетом выражений (1.17) и (1.16)

Т=   =  = - 0,8125∙ТН                                           (1.19)

Т3 = (ТВН64= =58,763+0,2308∙ТН                         (1.20)

Правые части выражений (1.19) и (1.20) приравняем и вычислим ТН:

-0,8125ТН=58,763+0,2308 ТН

ТН = - 56,328 Н∙м.

Вычислим Т3 из выражения (1.19)

Т3=-0,8125∙(-56,328)=45,766 Н∙м.

Учитывая выражение (1.13) что КПД равны единице, находим Т4:

Т4=-Т334=-Т3=-45,766 Н∙м.

Найдем Т6 без учета коэффициента из выражения (1.14)

Т6ВН=-254,648+56,328 Н∙м.

Выражаем моменты на входном  вале без учета коэффициентов  из уравнений (1.11) и (1.9)

Т1А= = 10,561 Н∙м.

Вычисляем коэффициент полезного  действия механической системы без  учета потерь на трение

ηАВ=-ТВ/(ТА∙iAB)==1,0.

Величина ηАВ=1 подтверждает правильность расчета моментов

Мощности на звеньях:

Р1ААωА=10,561∙303,687=3207,2 Вт=3,207 кВт;

Р33∙ω3= 45,766∙(-54,58)=-2497,8 Вт=-2,498 кВт;

Р44∙ω4= (-45,766)∙(-54,58)=2497,8 Вт=2,498 кВт;

Р6= Т6∙ω6= (-198,32)∙12,595=-2497,8 Вт=-2,498 кВт;

РН= ТН∙ωН= (-56,328)∙12,595=-709,45 Вт=-0,709 кВт;

РВ= ТВ∙ωВ= (-254,648)∙12,595=-3207,29 Вт=-3,207 кВт.

 

 

1) Силовой расчет методом окружных  сил 

 

В рассматриваемом примере числа  зубьев колес z2 и z5 по условию соосности были получены дробными, а затем округлены до целых, поэтому для планетарной ступени межосевое расстояние aW12=aW23 следует вычислять по формулам


aW12=m(z1+z2)cosα/(2cosαW12).

aW23=m(z3-z1)cosα/(2cosαW23).

Примем αW12= α, получим

aW12=m(z1+z2)/2=2,5(15+25)/2=50 мм= 0,05 м.

aW12=aW23=0,05 м

для рядовой ступени

aW45=aW56=0,05 м.

Диаметры начальных окружностей  для дифференциальной ступени

dW1=2aW12z1/(z1+z2)=2∙50∙15/(15+25)=37,5 мм=0,0375 м;

dW21=2aW12z2/(z1+z2)=2∙50∙25/(15+25)=62,5 мм=0,0625 м;

dW23=2aW23z2/(z3-z2)=2∙50∙25/(65-15)=62,5 мм=0,0625 м;

dW3=2aW23z3/(z3-z2)=2∙50∙65/(65-15)=162,5 мм=0,1625 м;

dW4=dW1=0,0375 м;

dW54=d21=0,0625 м;

dW56=dW23=0,0625 м;

dW6=dW3=0,1625 м;

Силовой расчет методом окружных сил  проводим согласно схеме, изображенной на рис. 1.2.

 

 

 

Для расчета величин окружных сил  Ft в зацеплениях колес используем условия равновесия моментов всех внешних сил, действующих на каждое из звеньев механизма.

Моменты на входном валу ТА1=10,561 Н∙м.

Из уравнения для моментов для  колеса z1

T1 – nW2∙ Ft21∙dW1/2=0

Окружное усилие

Ft21= T1∙2/(nW2∙dw1)=10,561∙2/(4∙0,0375)=140,819 Н.

Из уравнения для моментов для  сателита z2

Ft12 ∙ (dw21+ dw23) /2 - FtН2 ∙dw23/2=0

Получим

Информация о работе Расчет зубчатого ,рычажного, кулачкового механизма