Структурный и кинематический анализ

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 14 Апреля 2014 в 10:41, курсовая работа

Краткое описание

Высоко квалифицированный инженер-конструктор должен владеть современными методами расчета и конструирования быстроходных автоматизированных и высокопроизводительных машин, для проектирования машин более рациональных и удовлетворяющих социальным требованиям, таких как, безопасность пользования и создание наилучших условий для обслуживающего персонала, а также эксплуатационных, экономических, технологических и производственных требований.

Содержание

Введение.
Исходные данные
Структурный анализ механизма:
2.1. Структурная классификация механизма по Ассуру
2.1.1. Определение W и Wотн
2.1.2. Классификация кинематических пар
2.1.3. Составление структурной формулы механизма
3. Кинематический анализ механизма:
3.1. Графо-аналитический анализ механизма
3.1.1. Описание метода
3.1.2. Таблица результатов анализа
3.2. Графический метод анализа
3.2.1. Построение планов скоростей
3.3. Выводы по результатам кинематического анализа
4. Анализ зубчатой передачи:
4.1. Исходные данные
4.2. Кинематический расчет трансмиссии привода
4.3. Выбор количества зубьев колес планетарной передачи
4.4. Геометрический расчет зубчатой передачи
4.4.1. Проверка качественных показателей зубчатого зацепления
5. Синтез плоского кулачкового механизма
5.1. Методика синтеза
5.2. Результаты синтеза
5.3. Диаграмма EXCEL с теоретическим профилем кулачка
6. Список литературы

Скачать в ZIP архиве (92.92 Кб) Сколько стоит заказать работу?
Вложенные файлы: 1 файл

Пояснительная.doc

— 383.50 Кб (Скачать файл)

        Метод планов  скоростей не имеет упомянутых  недостатков. 

4. Анализ зубчатой передачи

 

4.1.  Исходные данные:

 

Параметры

Обозначения и расчетные формулы

Числовые значения

Число зубьев

шестерни

Z1

10

колеса

Z2

38

Модуль (по ГОСТ 9563-60)

m

5

Угол наклона зуба

β

0

Нормальный исходный контур (по ГОСТ 13755-68)

Угол профиля

20°

Коэффициент высоты головки

ha*

1,0

Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой

ρf*

0,38

Коэффициент радиального зазора

c*

0,25


 

Коэффициент смещения для прямых зубьев (по ГОСТ 16532-70, приложения 2, табл 1, при 10≤Z≤30)

 

у шестерни

X1

0,4

у колеса

X2

0,4

Зубья шестерни и колеса образованы исходной производящей рейкой

Ширина венца

шестерни

b4

35

колеса

b5

30

Рабочая ширина венца

bω

30

Степень точности (по ГОСТ 1643-72)

    

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.2.  Кинематический  расчет трансмиссии привода:

 

Для определения числа зубьев необходимо вычислить передаточное отношение от пятого колеса к водилу при остановленном третьем колесе U35-в

 

U5-2 = U1-2· U35-в

 

U1-2 = Z2/Z1 = 38/10 = 3,8

 

U5-2 =20

 

20 = 3,8· U35-в

 

U35-в = 20/3,8 = 5,26

 

        На компьютере в программе, разработанной на кафедре ТМ, вычисляем числа зубьев – Z1=22, Z2=33, Z3=33, Z4=88. Количество сателлитов P=2, U=3,63 
4.3. Выбор количества зубьев колес планетарной передачи:

 

        При определении  числа зубьев планетарной передачи  сталкиваемся с рядом ограничений:

  1. Z1 , Z2 , Z3 , Z4 – целое число;
  2. ΔU < 4%
  3. Условие соосности  Z1 + Z2 = Z4 - Z3. Соосность оси первого колеса и водила. Равность межосевых расстояний первого и второго колеса, и третьего и четвертого.

4.  Условие соседства – отсутствие  контакта между соседними сателлитами

2(0.5Z1+0.5Z2)sin(π/p)>Z2+2, (Z4-Z3)sin(π/p)>Z3+2

     5. условие собираемости ((z1* )/p)*(1+p*a)= целое, а – целое число, р –               количество сателлитов.

      6. Z4>85

      7. Z2/Z3=1,5..2,5

 

          Проверка  полученных данных:

  1. Z1=40, Z2=48, Z3=32, Z4=120 – целые числа.
  2. ΔU=0% < 4%
  3. 40 + 48 = 120 – 32, 88=88
  4. 2(0.5· 40+0.5· 48)sin(π/2)>48+2,  88>50
  5. ;  ; ; ((40· 5,26)/2)· (1+2· 153) = N          
  6. 120>85
  7. 48/32=1,5

 

       Определение делительных диаметров:

D1 = m1· Z1 = 6· 40 = 87.5 (мм)

D2 = m1· Z2 = 6· 48 = 112.5 (мм)

D2’пл = m1· Z3 = 6· 32 = 45 (мм)

D3пл = m1· Z4 = 6· 120 = 245 (мм)

D4пл = m2· Z4 = 8· 14 = 112 (мм)

D5пл = m2· Z5 = 8· 52 = 416 (мм)

 

 

4.4. Геометрический  расчет зубчатой передачи для равносмещенного зацепления:

Межосевое расстояние

Делительное межосевое расстояние

a = (Z1 + Z2)m/(2cosβ)

120 мм.

Коэффициент суммы смещения

XΣ = X1 + X2

0,8

Угол профиля

tgt = tg/cosβ

t=20°

Угол зацепления

inv tω = (2XΣtg)/(Z1+Z2)+invt

tω =240 2Ι

Межосевое расстояние

aω = (Z1 +Z2)m· cost/ 2cosβ· costω

123,62 мм.

Диаметры зубчатых колес и высота зуба

Делительный диаметр

шестерни

d1=Z1· m/cosβ

50 мм.

колеса

d2=Z2· m/cosβ

190 мм.

Передаточное число

U=Z2/Z1

3,8

Начальный диаметр

шестерни

dω1=2aω/(U+1)

51,5 мм.

колеса

dω2=2aωU/(U+1)

195,73 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения

y=(aω-a)/m

0,72

Коэффициент уравнительного смещения

Δy= XΣ-y

0,08

Диаметр вершин зубьев

шестерни

da1=d1+2(ha*+X1-Δy)m

63,2 мм.

колеса

da2=d2+2(ha*+X2-Δy)m

203,2 мм.

Диаметр впадин

шестерни

df1=d1-2(ha*+c*-X1)m

41,5 мм.

колеса

df2=d2-2(ha*+c*-X2)m

181,5 мм.

Высота зуба

шестерни

H1=0.5(da1- df1)

10,85 мм.

колеса

H2=0.5(da2- df2)

10,85 мм.

Основной диаметр

шестерни

db1=d1cos

47 мм.

колеса

db2=d2cos

178,6 мм.

Угол профиля зуба на окружности вершин

шестерни

cosa1=db1/da1

42°2’

колеса

cosa2=db2/da2

28°4’

Толщина зубьев

Толщина зуба на делительном диаметре

шестерни

S1=0.5*m+2X1m· tg

9,29 мм.

колеса

S2=0.5*m+2X2m· tg

9,29 мм.

Толщина зуба на диаметре выступов

шестерни

Sa1=da1(S1/d1+inv-inva1)

1,98 мм.

колеса

Sa2=da2(S2/d2+inv-inva2)

3,82 мм.

Толщина зуба на диаметре основной окружности

шестерни

Sb1=db1(S1/d1+inv)

9,43 мм.

колеса

Sb2=db2(S2/d2+inv)

11,39 мм.




 

4.4.1. Проверка качественных показателей зубчатого зацепления:

  1. Условие проверки на подрезание зуба.

 

Xпод = ha* - 0.5Z1sin20

 

Xпод = 1 - 0.5· 10sin220° = 0.415

 

X<Xпод  0.400<0.415

(данное условие может не соблюдаться  из-за погрешности  вычислений)

 

     2.  Коэффициент перекрытия, определяющий среднее число пар зубьев одновременно находящихся в зацеплении.

 

 

 

     3.  Коэффициенты удельного скольжения, являются характеристикой вредного влияния скольжения.

 

Для шестерни:

 

Для колеса:

 

 

4.Шаг зацепления по делительной  окружности

 

 

5. Синтез плоского кулачкового механизма

 

5.1. Методика синтеза:

 

        Задача синтеза  кулачковых механизмов состоит  в том, чтобы построить профиль  кулачка, удовлетворяющий поставленным  технологическим процессом требованиям 

        При проектировании профиля кулачка должна быть задана диаграмма пути толкателя механизма с поступательно движущимся кулачком. 

 

 

      St

 

 

 

 

  Stmax

 

 

 

 

Stmin

 

                                    t1                                t2                       t3                   t4             t

 

        По данной диаграмме нужно составить четыре уравнения движения толкателя механизма вида St(t).

 

St(t)=kt+ b

 

k, b - коэффициенты

 

1. На первом участке:

 

2. На втором участке:

 

 

3. На третьем участке:

 

4. На четвертом участке:

 

S1=12,88t1,   S2=25,   S3=-10,204t3+52,35,   S4=0

 

       Максимальная  скорость движения толкателя Vtmax определяется из диаграммы. Она равна Vtmax=12,88 (мм/с)=0,01288(м/с).

       Период T повторения цикла движения толкателя механизма определяется из диаграммы.

T=tmax=6,2 (c)

       Угловая скорость вращательного движения кулачка:

 

   
 

k – частота повторения цикла. Принять k=1.

 

   

 

  e=0  Центральный кулачковый механизм

 

Из этой формулы определяем Sn:

 

 

Функция изменения профиля кулачка от времени SВi(t) = SТi(t).

       

Определение длины радиус вектора, соединяющего центр вращения кулачка и центр подшипника толкателя:

 

 

       

 

 

        Определение радиус вектора, соединяющего центр вращения кулачка и точку соединения подшипника и профиля кулачка:

 

   

 

Rp – радиус подшипника толкателя. Принять от 10 до 40 мм.

      

       Определение дополнительных  углов:

 

 

 

 

 - угол поворота кулачка;

 

 

        Определение  координат профиля кулачка:

 

 
5.2 Результаты синтеза:

 

T (сек)

W1 (рад/сек)

Vmax (м/с)

SH (м)

RP (мм)

6,2

1,0134

0,01288

0,02201

10


 

 

 

t

fi

Sbi

riK

xk

Yk

 

S=12,88t

0

0

0

0,01201

0,01201

0

0,107778

0,109222

1,389255

0,013399

0,013319

0,001461

0,215555

0,218444

2,778509

0,014789

0,014437

0,003205

0,323325

0,327658

4,167664

0,016178

0,015317

0,005206

0,431102

0,436879

5,55691

0,017567

0,015917

0,007433

0,538879

0,5461

6,946155

0,018956

0,016199

0,009845

0,646649

0,655315

8,335311

0,020345

0,016131

0,012399

0,754419

0,764529

9,724466

0,021734

0,015686

0,015045

0,862189

0,873743

11,11362

0,023124

0,014844

0,01773

0,969

0,981985

12,49041

0,0245

0,013607

0,020375

1,07677

1,091199

13,87957

0,02589

0,011946

0,022969

1,18454

1,200413

15,26872

0,027279

0,009874

0,025429

1,29231

1,309627

16,65788

0,028668

0,007402

0,027696

1,40008

1,418841

18,04703

0,030057

0,00455

0,029711

1,50785

1,528055

19,43619

0,031446

0,001344

0,031417

1,61562

1,637269

20,82534

0,032835

-0,00218

0,032763

1,72339

1,746483

22,2145

0,034224

-0,00598

0,033698

1,83116

1,855698

23,60365

0,035614

-0,01001

0,034178

1,94

1,965996

25,0066

0,037017

-0,01425

0,034163

S=25

2,04777

2,07521

25

0,03701

-0,01789

0,032401

2,15554

2,184424

25

0,03701

-0,02131

0,030258

2,26331

2,293638

25

0,03701

-0,02448

0,027755

2,37108

2,402852

25

0,03701

-0,02736

0,024921

2,47885

2,512067

25

0,03701

-0,02992

0,02179

2,58662

2,621281

25

0,03701

-0,03211

0,0184

2,68

2,715912

25

0,03701

-0,03371

0,015283

S=-10,2t+52,3

2,78777

2,825126

23,86475

0,035875

-0,03409

0,011165

2,89554

2,93434

22,76549

0,034775

-0,03403

0,007156

3,00331

3,043554

21,66624

0,033676

-0,03351

0,003296

3,11108

3,152768

20,56698

0,032577

-0,03257

-0,00036

3,21885

3,261983

19,46773

0,031478

-0,03125

-0,00378

3,32662

3,371197

18,36848

0,030378

-0,02958

-0,00691

3,43439

3,480411

17,26922

0,029279

-0,02761

-0,00973

3,54216

3,589625

16,16997

0,02818

-0,0254

-0,01221

3,64993

3,698839

15,07071

0,027081

-0,02298

-0,01432

3,7577

3,808053

13,97146

0,025981

-0,02042

-0,01606

3,86547

3,917267

12,87221

0,024882

-0,01776

-0,01742

3,97324

4,026481

11,77295

0,023783

-0,01506

-0,0184

4,08101

4,135696

10,6737

0,022684

-0,01237

-0,01902

4,18878

4,24491

9,574444

0,021584

-0,00973

-0,01927

4,29655

4,354124

8,47519

0,020485

-0,00718

-0,01918

4,30777

4,365494

8,360746

0,020371

-0,00693

-0,01916

4,41554

4,474708

7,261492

0,019271

-0,00454

-0,01873

4,52331

4,583922

6,162238

0,018172

-0,00233

-0,01802

4,63108

4,693136

5,062984

0,017073

-0,00033

-0,01707

4,73885

4,802351

3,96373

0,015974

0,001435

-0,01591

4,84662

4,911565

2,864476

0,014874

0,002943

-0,01458

4,95439

5,020779

1,765222

0,013775

0,004181

-0,01313

5,06216

5,129993

0,665968

0,012676

0,005141

-0,01159

S=0

5,13

5,198742

0

0,01201

0,005614

-0,01062

5,23777

5,307956

0

0,01201

0,006737

-0,00994

5,34554

5,41717

0

0,01201

0,007781

-0,00915

5,45331

5,526384

0

0,01201

0,008732

-0,00825

5,56108

5,635598

0

0,01201

0,009578

-0,00725

5,66885

5,744813

0

0,01201

0,010311

-0,00616

5,77662

5,854027

0

0,01201

0,010921

-0,005

5,88439

5,963241

0

0,01201

0,011401

-0,00378

5,99216

6,072455

0

0,01201

0,011744

-0,00251

6,09993

6,181669

0

0,01201

0,011948

-0,00122

6,2

6,28308

0

0,01201

0,01201

-1,3E-06


 

 

5.3 Диаграмма теоретического профиля кулачка:

 
6. Список литературы

 

1.  Кореняко А.С.  Курсовое  проектирование по Теории механизмов  и машин, -

     Киев: Высшая школа, 1970. – 330с.

2.  Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин, -  М.: Наука, 1988.- 640с.

3.  Калабин -  Методическое указание  к курсовому проектированию по  ТММ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
 

 

 

 


Информация о работе Структурный и кинематический анализ