Структурный анализ главного механизма

Министерство образования  и науки Украины

Национальный технический университет

"Харьковский политехнический  институт"

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчетно-пояснительная  записка к курсовому проекту 

по дисциплине:

«Теория механизмов и  машин»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнила

студентка группы МШ-47б

Тимоховская А.А.

Проверила

Зарубина А.А.

 

 

 

 

 

 

 

 

Харьков 2009 г. 
Содержание:

 

1. Структурный анализ главного механизма
2. Кинематическое исследование рычажного механизма
3. Зубчатая передача
4. Силовой расчёт рычажного механизма
5. Выбор электродвигателя
6. Исследование движения машинного агрегата под действием заданных сил
7. Синтез кулачкового механизма

 

Список литературы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные:

n_Д= 2870 об/мин;

n₁= 215об/мин;

l_OA= 0,05 м;

l_BD= 0.37 м;

l_BC= 0. 18 м;

= 0.185 м;

= 0.090м;

y_Д= 0 м;

x_Д= - 0.16 м;

x_C= 0.20град;

m₂= 4кг;

m₃= 26кг;

m₄= 4кг;

m₅= 45 кг;

= 0.002 кг·м²;

= 0.04 кг·м²;

= 0.001 кг·м²;

P_m= 18.0 кН;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Структурный анализ главного механизма

 

Главный механизм станка состоит из пяти подвижных звеньев. Подвижное соединение звеньев осуществляется кинематическими парами пятого класса.

Выпишем кинематические пары:

O 1-0

A 1-2, 2-3

B 3-4

C 4-5, 5-0

D 3-0

Подсчитаем степень  подвижности механизма по формуле  Чебышева:

,

где n= 5 – число подвижных звеньев, а p₅= 7 – число кинематических пар 5-го класса.

Структурная схема механизма представлена на рис.1:

Рис.1

Для проведения кинематического и силового расчета механизма выделим структурные группы. В порядке присоединения к ведущему звену 1 это будут следующие группы:

звенья 2-3 - 1-я в порядке присоединения структурная группа, 2-ой класс, 2-ой порядок, 3-го вида;

звенья 4-5- 2-я в порядке присоединения структурная группа, 2-ой класс, 2-ой порядок, 2-го вида.

 

 

2. Кинематическое исследование рычажного механизма

 

1 этап: Определение перемещения

Выполняем графически построением  планов положений механизмов. Для  этого выбираем масштаб

μ_l=0,0012 м/мм

Подсчитываем размеры  звеньев на чертеже:

x_c=166мм

На листе 1 построим 8 положений  механизма и график перемещений  звена 5 .

2 этап: Определение скоростей

Для определения скоростей  запишем уравнение скоростей по группам Ассура.

Группа 2-3: 

Группа 4-5: 

Сведения о векторах скоростей приведём в таблице 1:

 

Вектор	Величина	Направление	Отрезок на плане скоростей
	W1×lOA=1,06	╨  OA W1	pa2= 60 мм
V3-2	неизвестно	// DB	-----------------------
VD	0	------	------
	неизвестно	╨ DВ	-----------------------
VB	по правилу подобия		=77мм
VCB	неизвестно	╨  CB	-----------------------
V5-0	неизвестно	// оси X	-----------------------
VCO	0	------	------

 

 

 

Угловая скорость начального звена:

Масштаб плана скоростей:

Результаты кинематического  анализа приведём в таблице 2:

 

Параметр	1	2	4	4	5	6	7	8
DA, мм	126	157	175	160	124	103	90	102
pa3, мм	0	44	60	39	0	42	60	43
pb, мм	0	86	106	75	-	126	205	130
pc, мм	0	83	106	73	0	123	205	130
Vc	0	1,58	2,01	1,39	0	2,3	3,9	2,5
VS3	0	1,27	1,5	1,23	0	1,52	3,8	2,07
pS4	0	83	106	74	0	124	205	130
VS4	0	1,6	2,01	1,4	0	2,4	3,9	2,5
W2=W3	0	4,52	5,37	4,41	0	5,46	13,6	7,41
cb	0	22	106	21	0	26	205	18
W4	0	4,11	0	4	0	5,54	0	4,11

 

3 этап: Определение линейных ускорений шарнирных точек и угловых ускорений звеньев.

Запишем векторные уравнения  ускорений по группам Ассура:

Сведения о векторах приведём в таблице 3:

 

Вектор	Величина	Направление	Отрезок на плане скоростей
	=41,14	от А к О	Πa2= 60 мм
	=12,68	V3-2 пов. на 90º в сторону	=14
	неизвестно	// звену AD	-----------------------
aD	0	------	------
	=9,91	от A к D	=7
	неизвестно	╨  AD	-----------------------
aB	по подобию		=44
	=5,06	от C к B
	неизвестно	╨  CB	-----------------------
aCO	0	------	------
		------	------
	неизвестно	// оси Х	-----------------------

* Π – полюс плана  ускорений

 

Масштаб плана ускорений:

 

 

3. Зубчатая передача

3.1. Кинематическая  схема зубчатой передачи

 

 

Рис. 8

Кинематическая схема  зубчатой передачи представлена на рис. 8.

;

;

;

;

m = 5 мм;

;

;

Z_2’=27

3.2. Определение  общего передаточного отношения  зубчатой передачи и числа зубьев [2]

Определяем общее передаточное отношение зубчатого механизма:

;

Механизм состоит из последовательно соединенного планетарного механизма с передаточным отношением и трехзвенной передачи с неподвижными осями ( ), рис. 8.

Общее передаточное отношение редуктора

,

где - передаточное отношение планетарного редуктора

,

; ,

откуда

Принимаем

Проверим для планетарной передачи условия:

• соосности

5(18=36)= 5(81-27);

270=270;

• соседства

,

где k = 3 - число блоков сателлитов (k = 3); - коэффициент высоты головки зуба,

;

.

 

• сборки

;

где Q - любое целое число, L - наибольший общий делитель чисел .и z_2’

L = 9.

;

Q = 52 – целое число, следовательно условие сборки выполнено.

3.3. Геометрический расчет зубчатого зацепления

Геометрический расчет зубчатого зацепления, состоящего из зубчатых колес, имеющих z₄ = 9, z₅ = 17, m = 5мм.

Считаем, что зубчатые колеса —  прямозубые эвольвентные цилиндрические, нарезанные стандартным реечным  инструментом.

Определяем:

• коэффициенты смещения реечного инструмента из условия устранения подреза:

для колеса z₄ = 9

.

для колеса z₅ = 17, x₅ = 0, так как z₅ = z_min = 17, ;

• угол эксплуатационного зацепления :

по значению найдем угол (таблица инвалют ( ) ;

• коэффициент воспринимаемого смещения:

 

• коэффициент уравнительного смещения:

;

• радиальный зазор:

 мм,

(c^* = 0,25 - коэффициент радиального зазора);

• межосевое расстояние:

мм;

• радиусы делительных окружностей:

 мм;

 мм;

• радиусы основных окружностей:

 мм;

 мм;

• радиусы начальных окружностей:

мм;

мм;

(проверка: ; 67,08= 23,22 + 43,85 = 67,07мм;

• радиусы окружностей вершин:

мм;

мм;

• радиусы окружностей впадин:

мм;

мм;

(проверка: ;

29,58+47,23+1,25=47,23+18,61+1,35= 67,08

• толщины зубьев по делительным окружностям:

мм;

мм;

• шаг зацепления по делительной окружности:

 

мм.

3.4. Расчет  коэффициента перекрытия

 

На листе 2 в масштабе 10:1 построена картина зубчатого  зацепления в соответствии с методикой, изложенной в [4, с.49]. На линии зацепления показана активная часть линии зацепления (ab).

3.5. Расчет  коэффициентов удельного скольжения  зубьев

Так как рабочие участки  профилей зубьев перекатываются друг по другу со скольжением, то на этих участках возникают силы трения, что приводит к изнашиванию профилей. Характеристикой вредного влияния скольжения являются коэффициенты и удельного скольжения, которые можно рассчитать по формулам:

;

.

где

;

.

; - длина теоретической части линии зацепления с основной окружностью , отсчитываемое в направлении к точке (можно использовать отрезки, на которые делили для построения эвольвенты).

Результаты расчета  и приведены в табл. 5.

 

Таблица 4

x	0	25	50	75	N1P	127	156	184	213	242	e/271
		-4,12	-1,29	-0,36	0	0,41	0,62	0,75	0,86	0,94	1
	1	0,81	0,57	0, 27	0	0,68	1,59	3,04	6,61	14,94	-∞