Расчет шарнирно-рычажных механизмов - курсовая работа

Расчет шарнирно-рычажных механизмов

1. Структурный анализ главного механизма

рис.1

1.1 Кинематическая схема главного механизма (рис. 1)

По формуле Чебышева определим число степеней подвижности механизма:

W = 3n-2p₅ -p₄ =3*5-2*7-0 = 1,

где 5 = n – число подвижных звеньев;

p₅ =7 – число кинематических пар 5-го класса; 0= p₄ –

число кинематических пар 4-го класса.

1.2 Построение структурной схемы механизма (рис. 2)

рис. 2

Выделим структурные группы (рис. 3):

рис 3

группа из звеньев 4 и 5, первая в порядке образования механизма; группа из звеньев 2 и 3, вторая в порядке образования механизма; 1-й класс по Баранову; 2-й порядок. 2-й класс по Артоболевскому.

2. Кинематическое исследование главного механизма

2.1 Определение масштаба длин

Для построения планов положения механизма необходимо определить масштаб длин по формуле:

м/мм,

где l_OA = 0,044 м – истинная длина кривошипа (звено 1); 44 = ОА мм – отрезок, изображающий на кинематической схеме длину кривошипа (задан призвольно).

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм.

2.2 Построение кинематической схемы главного механизма

В масштабе м/мм, строим кинематическую схему главного механизма в восьми положениях с общей точкой О, включая положения, где ползун 5 занимает крайнее верхнее и нижнее положения (прил. А, лист 1), разделив

φ_рх =195^о и φ_хх =165^о на 4 части каждый.

2.3 Построение планов скоростей

Запишем векторные уравнения для построения планов скоростей структурных групп:

а ) группа 2 – 3

(2.1)

где V_D =0, так как точка неподвижна,

V_А =ω_1* l_ОА =6,385_* 0,044=0,28094 м/с, V_ВА ⊥ВA, V_{В D} ⊥ВD, V_В3 =V_В2 , ω₁ = = =6,385 с^-1

Масштабный коэффициент для построения планов скоростей определяем по формуле:

м/с_* мм,

где 40 мм – отрезок, изображающий на плане скоростей величину скорости т.А (задан призвольно).

Из плана скоростей находим:

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

с^-1 ;

с^-1 ;

Длины отрезков as₂ и ds₃ на планах скоростей находим из пропорций:

; ;

б) группа 4 – 5

(2.2)

где V_{C 0} =0, V_5-0 ׀׀у, V_CB ⊥СВ.

Из плана скоростей находим:

, м/с;

, м/с;

, с^-1 ;

м/с;

Длину отрезка bs₄ на планах скоростей находим из пропорции:

.

Результаты вычислений сводим в таблицу 1

Таблица 1

2.3. Построение планов ускорений.

Запишем векторные уравнения для построения плана ускорений структурных групп для положения №3 механизма:

а)группа 2 – 3

(2.3)

где а_D =0, так как точка D неподвижна, м/с² , м/с² , м/с² , , .

Масштабный коэффициент для построения плана ускорений определяем по формуле:

м/с² _* мм,

где 60 мм – отрезок, изображающий на плане ускорений величину ускорения т.А (задан призвольно).

Длины отрезков на плане ускорений:

мм,

мм.

Из плана ускорений находим:

м/с²

м/с²

м/с²

м/с²

м/с² .

Длины отрезков as₂ и ds₃ на планах скоростей находим из пропорций:

; ;

Угловые ускорения звеньев определяем по формулам:

с^-2 ;

с^-2 ;

б)группа 4 – 5

где а_С0 =0, так как точка С₀ неподвижна; , так как звено 5 совершает поступательное движение, ω₅ =0

м/с² ; , .

Длины отрезков на плане ускорений:

мм.

Из плана ускорений находим:

м/с²

м/с²

м/с² .

Длину отрезка bs₄ на плане ускорений находим из пропорции:

.

Угловое ускорение звена 4 определяем по формуле:

с^-2 ;

3. АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Кинематическая схема зубчатой передачи

Исходные данные:

3.2 Общее передаточное отношение зубчатой передачи

Определим общее передаточное отношение зубчатой передачи и число зубьев .

где

где -

передаточное отношение планетарного механизма;

отсюда ,

округляем до целого

Проверим для планетарной передачи условия:

· соосности:

· соседства:

где – число блоков саттелитов (задаётся); - коэффициент высоты головки зуба.

· сборки:

где Q – любое целое число; L – наименьший общий делитель чисел и , в моём случае L=3.

Условие сборки выполняется.

3.3 Синтез зубчатого зацепления

Зубчатое зацепление состоит из колёс Считаем, что зубчатые колёса – прямозубые эвольвентные цилиндрические, нарезанные стандартным реечным инструментом.

3.3.1. Определяем:

· коэффициенты смещения реечного инструмента из условия устранения подреза:

для колеса

для колеса

так как

· угол эксплуатационного зацепления

По значению найдём угол

· коэффициент воспринимаемого смещения

· коэффициент уравнительного смещения

· радиальный зазор

( - коэффициент радиального зазора);

· межосевое расстояние

· радиусы делительных окружностей

· радиусы основных окружностей

· радиусы начальных окружностей

(проверка: );

· радиусы окружностей впадин

где - коэффициент высоты головки;

· радиусы окружностей вершин

проверка:

· толщину зубьев по делительной окружности

· шаг зацепления по делительной окружности

3.3.2. Расчёт значений коэффициентов относительного удельного скольжения зубьев произведён по формулам:

где

и - отрезки, взятые по линии зацепления от точек и соответственно; .

Результаты расчётов сведены в таблицу.

По полученным значениям и построены графики изменения и .

3.3.3. Коэффициент перекрытия

где (ab) – длина активной части линии зацепления.

4. Силовой расчет главного механизма

Силовой расчет проведен для положения механизма №3(лист 3).

группа 4 – 5

• силы тяжести звеньев:

G₄ = m_4* g=353,16 Н;

G₅ = m_5* g=392,4 Н;

• силу производственного сопротивления по графику (лист 1):

Р_пс =7000 Н;

• силы и моменты сил инерции звеньев:

= m_4* а_{s 4} =38,34 Н;

= m_5* а_{s 5} =51,6 Н;

Н/м;

1) -? ,

;

Н;

2) -? , -? ,

;

Масштабный коэффициент для построения плана сил определяем по формуле:

Н/мм;

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

мм – пренебрегаем;

мм – пренебрегаем;

мм – пренебрегаем;

Из плана сил находим:

Н;

Н;

Н;

3) -? ,

;

Из плана сил находим:

Н;

4) ;

группа 2 – 3

• силы тяжести звеньев:

G₂ = m_2* g=196,2 Н;

G₃ = m_3* g=343,35 Н;

• силы и моменты сил инерции звеньев:

= m_2* а_{s 2} =27 Н;

= m_3* а_{s 3} =19,53 Н;

Н/м;

Н/м;

Н;

1) -? ,

;

Н;

необходимо перенаправить;

2) -? ,

;

Н;

3) -? , -? ,

;

Масштабный коэффициент для построения плана сил определяем по формуле:

Н/мм;

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

мм – пренебрегаем;

мм – пренебрегаем;

мм – пренебрегаем;

мм;

мм – пренебрегаем;

мм;

Из плана сил находим:

Н;

Н;

Н;

начальное звено

1) Р_ур -?

;

Н;

Н;

2)

Масштабный коэффициент для построения плана сил определяем по формуле:

Н/мм;

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

Из плана сил находим:

Н;

Н/м;

проверка

Нм;

Погрешность силового расчета составляет:

.

5. Силовой расчет с учетом сил трения

Выполнен на листе 3. Все масштабные коэффициенты сил совпадают с масштабными коэффициентами сил на силовом расчете без учета сил трения.

Определяем силы и моменты трения

группа 4-5

1) -? ,

;

Н;

2)

из плана сил находим

группа 2-3

1) -? ,

;

Н;

2) -? ,

;

Н;

из плана сил находим

начальное звено

;

Н;

КПД главного механизма равен:

6. Выбор электродвигателя

Определяем работу сил полезного сопротивления

Определяем работу сил полезного сопротивления на интеревале одного оборота главного вала (начального звена). Эта работа определяется как площадь , ограниченная графиком и осью абсцисс, умноженная на масштабы и :

6.1 Определяем требуемую мощность приводного электродвигателя

где Т – время одного оборота главного вала, с; ; - КПД зубчатой передачи (принимаем ); - КПД главного механизма (.

6.2 Выбор электродвигателя по каталогу

По каталогу асинхронных электродвигателей выбираем асинхронный электродвигатель 4АА63В4У3.

- мощность электродвигателя; - синхронное число оборотов; - номинальное число оборотов; - момент инерции ротора электродвигателя.

6.3 Определение приведенного момента сил

Приведенный момент сил тяжести и сил полезных сопротивлений рассчитываются для всех рассматриваемых положений механизма по формуле:

По результатам расчёта строим график .

Углы между векторами сил и скоростей точек их приложения замерены на планах скоростей.

6.4 Определение приведенного момента инерции

Приведенный момент инерции определяем из условия равенства в каждый момент времени кинетической энергии модели кинетической энергии машинного агрегата.

Приведенный момент инерции рычажного механизма рассчитан по формуле:

6.5 Суммарный приведенный момент инерции агрегата

Суммарный приведенный момент инерции агрегата равен сумме трёх слагаемых

где - приведенный момент инерции ротора электродвигателя, :

( - осевой момент инерции ротора, взятый из каталога электродвигателя);

- приведенный момент инерции зубчатых колёс редуктора и пары :

где - момент инерции зубчатых колёс редуктора относительно своих осей, кг*с² ; - массы зубчатых колёс ; - скорость оси сателлитов,м/с; - угловая скорость сателиттов, с^-1 ; - угловая скорость вала двигателя, с^-1 ; - угловая скорость i-го зубчатого колеса, с^-1 ; к – число блоков сателиттов (принимаем к=3).

Момент инерции зубчатых колёс вычисляем по формуле

где - масса i – го зубчатого колеса равна

(b=0,05 м – ширина венца зубчатого колеса; - удельный вес стали), - радиус делительной окружности (m = 5мм):

Скорость оси сателлита

где

Угловая скорость блока сателлитов определена с использованием метода инверсии:

откуда .

6.6 Исследование установившегося движения

Предполагаем, что приведенный момент двигателя

на рабочем участке механической характеристики электродвигателя можно описать параболой , где А и В – некоторые постоянные величины, которые определим по формулам:

;

;

где - приведенный к звену 1 номинальный момент на роторе электродвигателя;

- приведенная к звену 1 синхронная угловая скорость электродвигателя;

- приведенная к звену 1 номинальная угловая скорость электродвигателя;

6.7 Определяем закон движения звена 1

Определяем закон движения звена 1 , используя формулу:

;

где i=1,2,…12 – индекс соответствует номеру положения кривошипа;

- угловой шаг.

Задавшись с^-1 , последовательно ведем расчет для i=1,2,…12. Результаты расчетов представлены в табл. 9. Значения и взяты из табл. 7 и табл. 8.

Искомые значения ω₁ выделены в табл. 9. По этим значениям построен график зависимости (лист 3).

По табл. 9 определяем

с^-1 ; с^-1 ;

с^-1 ;

Коэффициент неравномерности хода машины

.

Таблица 9.

7. Синтез кулачкового механизма

7.1 Определение закона движения толкателя

Исходные данные: закон движения толкателя

где h = 0,052 мм – ход толкателя; фазовые углы: - допустимый угол давления.

Дважды аналитически проинтегрируем закон движения толкателя.

Начальные условия: при

Следовательно,

При

Определим параметр а из условия:

Подсчитанные значения на интервале удаления с шагом приведены в таблице.

При :

Масштабные коэффициенты:

Строим теоретический профиль кулачка, пользуясь методом инверсии. Радиус ролика .

7.2 Определение жёсткости замыкающей пружины

Определяем жёсткость замыкающей пружины и усилие предварительного сжатия из условия

,

где - усилие предварительного сжатия пружины, Н; - масса толкателя; - угловая скорость кулачка; - аналог ускорения толкателя, м.

Для этого строим график , проводим из начала координат касательную к графику, а затем прямую, ей параллельную, на расстоянии .( - ускорение толкателя, соответствующее точке касания М).

Получим график для определения характеристик пружины.

Жёсткость пружины:

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1 Волгов В.А. Детали и узлы РЭА. –М.: Энергия. 2001. –656 с.

2 Устройства функциональной радиоэлектроники и электрорадиоэлементы: Конспект лекций. Часть I / М.Н. Мальков, В.Н. Свитенко. – Харьков:ХИРЭ. 2002. – 140 с.

3 Справочник конструктора РЭА: Общие принципы конструирования/ Под редакцией Р.Г. Варламова. – М.: Сов. Радио. 1999. – 480 с.