Реферат на тему "Синтез и анализ машинного агрегата"




Реферат на тему

текст обсуждение файлы править категориядобавить материалпродать работу




Курсовая на тему Синтез и анализ машинного агрегата

скачать

Найти другие подобные рефераты.

Курсовая *
Размер: 0.6 мб.
Язык: русский
Разместил (а): Аносов Виталий Мих.
Предыдущая страница 1 2

добавить материал

Рис. 5. Определение направлений угловых ускорений
Группа Ассура II2(4,5).
Внешними точками группы являются точки С и D0 (точка D0 принадлежит стойке), внутренней – точка D, принадлежащая звеньям 4 и 5 (в дальнейшем обозначается без индексов).
По принадлежности точки D звену 5 вектор её ускорения известен по направлению: D // x-x. Поэтому для построения плана ускорений для данной группы Ассура достаточно одного векторного уравнения:
.
В этом уравнении модуль нормального ускорения

На плане ускорений вектор  изображается отрезком

В результате построения плана ускорений определяются модули ускорений:
aD = (πd) · ka = 156 · 1 = 156 м/c
= (n```d) · ka = 36 · 1 = 36 м/c .
Ускорение точки S4 определяется по принадлежности звену 4 аналогично определению ускорению точки S2 по теореме подобия…
Величина углового ускорения звена 4 определяется аналогично предыдущему:
.
Для определения направления ε4 отрезок n```d плана ускорений устанавливается в точку D, а точка С закрепляется неподвижно; тогда становится очевидным, что ε4 направлена по часовой стрелке.

1.6 Силовой расчёт

 

1.6.1 Определение инерционных факторов

Инерционные силовые факторы – силы инерции звеньев Риi и моменты сил инерции Миi определяются по выражениям:

Расчёт инерционных силовых факторов сведён в таблице 1.4.
Таблица 1.4
Определение инерционных силовых факторов механизма
Звено(i)
1
2
3
4
5
Gi, H
100
146
180
50
60
Isi, кгм
0,051
1,388
2,601
0,056
0
asi, м/c
0
147,5
0
157
156
εi, 1/c
0
35,62
316,25
144
0
Pиi, Hм
0
2195,2
0
800,2
954,1
Миi, Нм
0
49,44
822,57
8,06
0
Силовой расчёт проводится в последовательности, противоположной направлению стрелок в формуле строения (1.3).

1.6.2 Силовой расчёт группы Ассура II2(4,5)

На листе 1 проекта построена схема нагружения группы в масштабе
КS = 0,0025 . Силовой расчёт состоит из четырёх этапов.
1. Составляется сумма моментов сил, действующих на звено 4, относительно шарнира D:
,
где hG4 = 66,5 мм, hИ4 = 4,5 мм – чертёжные плечи сил G4 и РИ4, определяемые замером на схеме нагружения группы. Из уравнения имеем:

Так как > 0, то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
2. Составляется векторная сумма сил, действующих на группу:

Для построения плана сил по этому уравнению принимается масштаб
kp = 10 Н/мм. Определяются длины отрезков (табл. 1.5.)

Таблица 1.5
Длины отрезков, изображающих известные силы
Сила
Q
G5
PИ5
G4
PИ4

Модуль, Н
2640
60
954,1
50
800,2
35
Отрезок
fg
ef
de
cd
bc
ab
Длинна, мм
264
6
95,4
5
5
3,5
В ре5зультате построения плана сил находятся длины отрезков (замером) gh = 39,5 мм, hb = 440,5 мм и определяются модули реакции
RO5 = (gh) · KP = 39,5 · 10 = 395H;  R34 = (hb) · KP = 440,5 · 10 = 4405H.
3. Составляется векторная сумма сил, действующих на звено5:

По этому уравнению достраивается план сил группы и определяется отрезок hd = 361 мм, тогда модуль неизвестной реакции
R45 = (hd) · KP = 361 · 10 = 3610H .
4. Для определения точки приложения реакции R05 в общем случае следует составить сумму моментов сил, действующих на звено 5, относительно шарнира D. Однако в рассматриваемом механизме в этом нет необходимости: силы, действующие на звено 5, образуют сходящуюся систему, поэтому линия действия реакции R05 проходит через шарнир D.

1.6.3 Силовой расчёт группы Ассура II1(2,3)

На листе 1 проекта построенна схема нагружения группы в масштабе
КS = 0,005 м/мм. Силовой расчёт состоит из четырёх этапов:
1. Составляется сумма моментов сил, действующих на звено 2, относительно шарнира В:

где hG2 = 82мм, hИ2 = 39,5мм – чертёжные плечи сил G2 и Р2, определяемые замером на схеме нагружения группы. Из уравнения имеем:

Т.к.   > 0, то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
2. Состовляется сумма моментов сил, действующих на звено 3, относительно шарнира В:

где hG3 = 23мм, h43 = 176,5мм – чертёжные плечи сил G3 и R43, определяемые замером на схеме нагружения группы.  Из уравнения имеем:
Т.к.   > 0,  то её действительное направление соответствует предварительно выбранному.
3. Состовляется векторная сумма сил, действующих на группу:

Для построения плана сил по этому уравнению принимается масштаб –
kP = 50 H/мм. Определяются длины отрезков (табл.1.6).
Таблица1.6
Длины отрезков, изображающих известные силы
Сила

G2
PИ2
R43
G3

Модуль,Н
579,6
146
2195,2
4405
180
11723,2
Отрезок
kl
lm
mn
no
oq
qr
Длина,мм
11,6
2,9
43,9
88,1
3,6
234,5
В результате построения плана сил находятся длины отрезков (замером) sl = 198,5мм, qs = 236мм и определяются модули реакций
 
4. Составляется векторная сумма сил, действующих на звено 3:

По этому уравнению достраивается план сил группы и определяется
отрезок sn = 156,5мм, тогда модуль неизвестной реакции
R23 =(sn) KP = 156,5 50 = 782H.

1.6.4 Силовой расчёт механизма I класса

На листе 1 проекта построенна схема нагружения группы в масштабе
KS = 0,001 . Силовой расчёт состоит из из двух этапов.
1.                 Составляется сумма моментов сил, действующих на звено, относительно шарнира О1:

Из уравнения имеем:  

1.                 Составляется векторная сумма сил, действующих на звено 1:

По этому уравнению на листе 1 проекта строится сил в масштабе
kP = 50 H/мм. и определяется отрезок νt = 199,5 мм. тогда модуль неизвестной реакции:
R01 = (vt) · KP = 199,5 · 50 = 9975H.
На этом силовой расчёт механизма завершён.

1.7 Сравнение результатов графоаналитического

и «машинного» расчётов

В распечатке результатов расчёта на ЭВМ (в дальнейшем называемого «машинный») приняты обозначения, которым соответствуют параметры механизма, приведённые таблице 1.7.

Таблица 1.7.
Соответствие обозначений распечатки и обозначений механизма
V1
V2
V3
V5
VS2
VS3
VS4
BI
O2
O3
O4
VA,
м/c
VB,
м/c
VC,
м/c
VD,
м/c
VC2,
м/c
VC3,
м/c
VC4,
м/c
Βi, °
ω2,
1/c
ω3,
1/c
ω4,
1/c
A1
A2
A3
A5
AS2
AS3
AS4
G1
E2
E3
E4
aA,
м/cІ
aB,
м/cІ
aC,
м/cІ
aD,
м/cІ
aS2,
м/cІ
aS3,
м/cІ
aS4,
м/cІ
γi, °
ε2,
1/cІ
ε3,
1/cІ
ε4,
1/cІ
R01
R12
R23
R03
R34
R45
R05
FIJ
MУР
R01, H
R12, H
R23, H
R03,
R34, H
R45, H
R05, H
Φij, °
МУРМ
В таблице 1.7:
βi – угол между вектором скорости  и осью х;
γi – угол между вектором ускорения  и осью х;
φij – угол между вектором реакции  и осью х.
Сравнение результатов графоаналитического и «машинного» расчётов
приведено в таблице 1.8, где приняты следующие обозначения:
П – обозначение параметра;
Пга – величина параметра по результатам графоаналитического расчета;
Пм – величина параметра по результатам «машинного» расчёта;
Δ – относительные расхождения результатов, определяемое по выражению

Таблица 1.8.
Сравнение результатов графоаналитического и «машинного» расчётов
ЗАДАЧА СКОРОСТЕЙ
П, м/с
VA
VB
VC
VD
VS2
VS3
VS4
Пга
3,98
1,80
2,25
2,20
2,82
0
2,22
Пм
3,98
1,80
2,25
2,21
2,82
0
2,22
Δ, %
0,00
0,00
0,00
0,45
0,00
0,00
0,00
П, °
βA
βB
βC
βD
βS2
βS3
βS4
Пга
97
17
– 163
180
85
0
– 165,5
Пм
97
17
– 163
180
85
0
– 165,5
Δ, %
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
П, 1/с
ω2
ω3
ω4
 
Пга
– 5,59
– 4,50
– 2,64
 
Пм
– 5,59
– 4,51
– 2,61
 
Δ, %
0,00
0,22
1,15
 
ЗАДАЧА УСКОРЕНИЙ
П, м/сІ
aA
aB
aC
aD
aS2
aS3
aS4
Пга
158
127
158,75
156
147,5
0
157
Пм
158,35
127,16
158,95
156,18
147,78
0
157,12
Δ, %
0,22
0,13
0,13
0,12
0,19
0,00
0,08
П, °
γA
γB
γC
γD
γS2
γS3
γS4
Пга
7
13
– 167
180
9
0
– 171
Пм
7
13
– 167
180
9
0
– 171
Δ, %
0
0
0
0
3,21
0
0
П, 1/сІ
ε2
ε3
ε4
 
Пга
35,62
– 316,25
– 144
 
Пм
35,88
– 317,26
– 143,92
 
Δ, %
0,72
0,32
0,06
 
СИЛОВОЙ РАСЧЁТ
П, Н
R01
R12
R23
R03
R34
R45
R05
MУР, Нм
Пга
9975
9925
7825
11800
4405
3610
395
–377,15
Пм
9961,1
9911,6
7809,3
11789
4405,7
3611
396,62
–378,44
Δ, %
0,14
0,14
0,20
0,09
0,02
0,03
0,41
0,34
П, °
φ01
φ12
φ23
φ03
φ34
φ45
φ05
Пга
30
29,5
34
– 157
– 174,5
– 174,5
90
Пм
30
29,5
34
– 157
– 174,5
– 174,5
90
Δ, %
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
0,00
ПРИВЕДЁННЫЕ ФАКТОРЫ
Положение 2
Расчёт
ЭВМ
Погрешность Δ, %

 – 156,6
– 156,6
0,00
IПР
0,22
0,22
0,00

2. Синтез и анализ кулачкового механизма

2.1 Построение диаграмм движения толкателя

1. Строится заданная диаграмма ускорений толкателя. Максимальная ордината ускорений на участке удаления Ya.y.max = 50 мм, выбирается произвольно, максимальная ордината ускорений на участке возвращения Ya.в.max  определяется по формуле:

2. Графическим интегрированием диаграммы ускорений строится диаграмма скоростей толкателя. Угол φР разбивается на участки по 10°.
3. Графическим интегрированием диаграммы скоростей строится диаграмма перемещений толкателя.
4. Масштаб углов поворота кулачка:

Где φР = 190,  В = 190 мм.
5. Определяются масштабы:
Масштаб времени:

Масштаб углов поворота толкателя в градусах:
.
Масштаб углов поворота толкателя в радианах:
π 0.6 3.14159 рад
Кγ рад = Кγ град ——— = ————— = 0.0105 ——
180 180 мм
Масштаб угловых скоростей толкателя:
Кγ рад 0.0105 рад
Кω = ——— = ————— = 2.5 ——
Кτ · HV 0.00014·30 мм
Масштаб угловых ускорений толкателя:
Кω 2.5 рад/с2
Кε = ——— = ————— = 892.86  ——
Кτ · Ha   0.00014·20 мм
Определим масштабы перемещений скоростей и тангенциальных ускорений центра ролика:
KS = Кγ рад·LBC = 0.0105·0.13 = 0.001 рад.
KS = Кω·LBC = 2.5·0.13 = 0.325 рад/с
KS = Кε·LBC = 892.86·0.13 =1160718 рад/с2

2.2 Определение основных размеров механизма

1.                 Определим величину угловой скорости кулачка ωk:
π nk     3.14 · 1200
ωk= ——— =  ———— =125,7 рад/с
                                            30         30
2.                 В масштабе Ksстроим толкатель в положении ближнего стояния.
LBC    0.13
CBo= —— = —— = 130 мм
Ks’    0.001
3.                 Строим дугу От с радиусом BC и центром в точке С
4.                 На дуге От откладываем хорды:
КS
BoBi = ysi  ——— .  мм
КS
где КS’=0.001, КS=0.001
Используя эту формулу получим:
BoB1=4мм    BoB2=13 мм  BoB3=24 мм  BoB4=36 мм BoB5=46 мм
BoB6 = BoB7 = BoB8 = BoB 9= 50 мм   BoB10 =48 мм  BoB11=45 мм
BoB12=39 мм  BoB13=33 мм  BoB14=26 мм   BoB15=19 мм
BoB16=13 мм  BoB17=8 мм  BoB18=3 мм  BoB19=0мм
5.Определим длины отрезков BiDi для каждого положения механизма по формуле:
1  Yvi ·Kv
BoDi= — · ———  (мм)
Ks    ωk
Используя эту формулу получим следующие результаты:
B1D1=54мм  B2D2=86мм   B3D3=98мм   B4D4=86мм   B5D5=54мм
B6D6= B7D7= B8D8= B9D9= 0мм          B10D10=18мм  B11D11=32мм
B12D12=46мм     B13D13=50мм        B14D14=53мм    B15D15=50мм
B16D16=46мм     B17D17=32мм        B18D18=18мм    B19D19=0мм
5.    Измерением получим длины отрезков OrBo и OrC:
OrBo =108мм   OrC=201мм
Отсюда:
r0= (OrBo) · Ks=108мм ·0.001м/мм = 108мм – Минимальный радиус кулачка.
Lос= (OrC) · Ks=201мм ·0.001м/мм = 201мм- Межцентровое расстояние.

2.3 Построение профиля кулачка

1.                 Из центра в точке О проводятся две окружности радиусами r0=108мм, и ОС=201мм. На окружности ОС выбирается точка С0 , соответствующая положению 0 на диаграмме перемещений.
2.                 В сторону “-ω” откладывается угол С0ОС19 который делится на 19 равных частей. Получаем точки С12…С19 – мгновенные положения центра качения толкателя в обращенном движении.
3.                 Из центров в точках С0…С19 проводятся дуги 0…19 радиусом BC и отмечаются точки их пересечения с окружностью радиусом r0 – точки B0…B19.. Точки Bi и Ci соединяются прямыми, являющимися исходными положениями толкателя в обращенном движении.
4.                 Строятся действительные положения толкателя в обращенном движении. Для этого в каждом положении откладываются углы BiCiBi= γi , где γi= γSi·ki - углы поворота толкателя, определяемые по диаграмме перемещений.
5.                 Точки B0…B19’ соединяются кривой являющейся теоретическим профилем кулачка на рабочем участке. На участке ближнего стояния теоретический профиль очерчивается по дуге окружности радиусом ri.
6.                 Отмечаются профильные углы:   
Ψy= B00B6 Ψдс= B60B9  Ψy= B90B19
7.                 Определяется радиус ролика и строится действительный профиль кулачка.
rр=0.2r0=0.2·108 мм =21.6мм

3. СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ

3.1 Расчет геометрических параметров механизма

Зубчатый механизм, связывающий двигатель с кулачковым механизмом, состоит из нулевых колес.
При их расчете принимаются m = 20 мм; ha* = 1, c* = 0,25  и коэффициенты смещения инструмента х1 = х2 = 0.
1.Определим передаточное отношение и число зубьев колес.
nK=1200-частота вращения кулачка.
ng выбираем из ряда: 720,920,1420,1880.
ng=1420 Об/мин
Определим передаточное отношение
nG      1420   71
I12= —— =  —— = —             I12>1
nK           1200   60
Определим число зубьев колес. Z1 выберем из ряда: 17, 18, 19, 20
Для Z1=17   Z2=Z1·I12=17 · (71/60)=20,117
Для Z1=18   Z2=Z1·I12=18 · (71/60)=21,3
Для Z1=19   Z2=Z1·I12=19 · (71/60)=22,483
Для Z1=20   Z2=Z1·I12=20 · (71/60)=23,667
Выбираем Z2 ближайшее к целому числу. При этом имеем:
Z1 =17         Z2=20
Определения диаметров делительных окружностей
d1 = m · z1 = 20 · 17 = 340 мм ;   d2 = m · z2 = 20 · 20 = 400 мм,
Основных окружностей
db1 = d1 · cosα= 340 · 0,94 = 319,49 мм; db2 = d2 · cosα= 400 · 0,94 = 357,877 мм;
окружностей вершин зубьев
dа1 = d1 + 2 ha*· m = 340+2·1·20 = 380 мм; dа2 = d2 + 2 ha*· m = 400+2·1·20 = 440мм,
и окружностей впадин зубьев
df1 = d1 - 2 ( ha* + c* ) ·m = 340-2· (1+0,25) ·20= 290 мм;
df2 = d2 - 2 ( ha* + c* ) · m = 400-2· (1+0,25) ·20= 350 мм.
Делительное межосевое расстояние
( z1 + z2 )   20· (17 +20)
а = m· ————— =  ————— = 370 , мм.
2          2
Делительный окружной шаг и основной окружной шаг
р = π · m = 3,14 · 20 = 62,8 мм;   рв = р · cosα = 62,8 · 0,94 = 59,04 мм.
Делительная окружная толщина зуба и ширина впадины
π · m
S = e =  ——— = 31,42 мм.
2

3.2 Построение окружностей и линий зацепления

1. Откладывается межосевое расстояние а и отмечаются центры колес О1 и О2, проводиться межосевая линия.
2. Откладываются отрезки О1А и О2А через точки А1 и А1 проводятся основные окружности.
db1
О1А =  ——— = 159,8 мм;
2
db2
О2А =  ——— = 187,9 мм.
2
3. Проводятся линии зацепления, как общая внутренняя касательная к основным окружностям ( N1 и N2 – точки касания). Отмечается полюс зацепления Р, как точка пересечения линии зацепления с межосевой линией О1,О2.
Проверка :
d1      340
О1Р =  ——— = ——— = 170 мм;
2       2
d2      400
О2Р =  ——— = ——— = 200 мм;
2      2
α = 20˚
При выполнении проверок через полюс Р проводятся делительные окружности.
1.                 От точек О1 и О2 откладываются отрезки О1,В1 и О2,В2 равные
dа1      380
О1В1 =  ——— = ——— = 160 мм;
2      2
dа2       440
О2В2 =  ——— = ——— = 220 мм;
2       2
Через точки В1 и В2 проводятся окружности вершин.
2. Откладываются отрезки В1,G2 = C1B2 = c, через точки С1 и С2 проводятся окружности впадин.

4.3 Построение профилей зубьев

1. На основной окружности (db) откладывается отрезок 0 – 1 = 1- 2 = 2 – 3 = ….=10 мм, концы отрезков соединяем с центром колеса О, для усиления радиуса через точки 1,2,3,…, 10 проводятся касательные к основной окружности, как перпендикуляры к соответствующим радиусам.
2. На этих касательных откладываются отрезки 1 - 1́ = 1- 0; 2 - 2́ = 2( 1 -0) и т.д. i – i ́ = i( 1 – 0). Построения ведутся до тех пор, пока точка í не выйдет за пределы окружности вершин. Точки 0́, 1́, 2́, 3́, …, 10́ соединяются кривой. Полученная кривая является кривой боковой поверхности зуба. Отмечаются точки пересечения с основной окружностью МВ и с окружностью вершин точка МА.
3. На делительной окружности откладываются отрезок МN
S
МN =  ——— = 15,7 мм;
2
где S толщина зуба. Ось симметрии зуба проходит через точку N и центр колеса О. Отмечаются точки пересечения оси симметрии с окружностями вершин NА и с основной окружностью точка NВ от полученных точек на соответствующих окружностях по другую сторону от оси симметрии откладываются отрезки:
а) окружности вершин М́АNА = МАNА;
б) делительная окружность М́N= МN;
в) основная окружность М́вNВ= МВNВ.
Тоски М́, М́В, М́А соединяются кривой, являющейся левой боковой поверхностью зуба.

4.4 Построение зацепления

Рассматривается случай зацепления в полюса Р.
1. На делительной окружности первого колеса (d1) влево от полюса Р откладывается отрезок РN11
S
РN11 =  ——— = 15,7 мм;
2
проводится ось симметрии первого зуба колеса 1. Используя построения пункта 4.4 строится первый зуб колеса 1.
2. На делительной окружности второго колеса (d2) справа от полюса Р откладывается отрезок РN12
S
РN12 =  ——— = 15,7 мм;
2
через точку N12 и центр колеса О2 проводится ось симметрии первого зуба, второго колеса.
3. На делительной окружности d1 от полюса Р откладывается отрезок, равный 15,7 мм. Конец полученного отрезка точка М21 соединяется с центром колеса 1 прямой, являющейся осью симметрии второго зуба колеса один.
4. На окружности d2 от точки N12, вправо от нее, откладывается четыре раза отрезок равный 15,7мм. Конец последнего отрезка точка М22 соединяется с центром колеса прямой, являющейся осью симметрии колеса 2. Строится зуб.
5. На окружности d1 откладывается влево от точки N11 отрезок N11 N31 = N11 N21 (хорда, стягивающая окружной шаг Р). Ось симметрии третьего зуба первого колеса проходит через точки N31 и Щ1. Строится зуб.
6. На делительной окружности d2 влево от точки N12 откладывается отрезок N12 N32 = N12 N23 . Ось симметрии третьего зуба второго колеса проходит через точку N23 и центр колеса О2. Строится третий зуб.
Изображение трех зубьев полностью раскрывает эвольвентное зацепление.
Аннотация

Аносов В. М. Синтез и анализ машинного агрегата (насос двойного действия):  Курсовой проект по теории механизмов и машин. – Челябинск: ЮУрГУ, ТВ,  2006. – 28с., 8илл., библиография литературы –  2 наименований, 2 листа чержей Ф.А1 и 1лист чертежа Ф.А2
В проекте проведен структурный и кинематический анализ, а также проверка работоспособности спроектированного рычажного механизма, расчет маховика по заданному коэффициенту неравномерности, определены основные размеры и построен профиль кулачка кулачкового механизма, проведен синтез эвольвентного зубчатого зацепления с предварительным определением чисел зубьев колес, проведен синтез планетарной зубчатой передачи с предварительным определением ее передаточного отношения, а также кинематический анализ указанной передачи с целью проверки правильности синтеза.
Решение перечисленных задач позволило построить кинематическую схему машинного агрегата, как итог курсового проекта.
Предыдущая страница 1 2


Синтез и анализ машинного агрегата

Скачать курсовую работу бесплатно


Постоянный url этой страницы:
http://referatnatemu.com/?id=15440&часть=2



вверх страницы

Рейтинг@Mail.ru
Copyright © 2010-2015 referatnatemu.com