Проектирование механизма маховика

№

№ звеньев

Наименование звеньев

Наименование ки кинематической пары

Точка приложения

1

1-0

Кривошип-стойка

Вращательная

A

2

1-2

Кривошип-шатун

Вращательная

B

3

2-3

Шатун-кулиса

Вращательная

C

4

3- 0

 Кулиса-стойка

Вращательная

D

5

2-4

Шатун-шатун

Вращательная

E

6

4-5

Шатун-ползун

Вращательная

F

7

5-0

Ползун-стойка

Поступательная

F

Наименование Структурной Группы

Изображение структурной Группы

№ звеньев

 Класс

Порядок

Вид

Первая Структурная Группа

4,5

II

2

2

Вторая Структурная Группа

2,3

II

2

1

Начальный Механизм

1,0

I

-

-

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

Cb, мм

10

28

36

43

46

43

10

82

62

38

22

5

4,3

12

15

18,5

20

18,5

4,3

35

26,6

16,3

9,5

2,1

44

43

45

46

48

45

44

40

48

47

42

43

VS2,м/с

13,2

12,9

13,5

13,8

14,4

13,5

13,2

12

14,4

14,1

12,6

12,9

,мм40281914803510543103543

8,4

5,9

4

2,9

1,7

0

7,3

22

9

2,1

7,3

9

Fe,мм

48

49

30

17

55

77

55

32

8

7

12

36

11

11

6,9

3,9

12,6

17,7

12,6

7,4

1,8

1,6

2,8

8,3

26

40

62

89

89

60

27

71

99

81

56

29

VS4,м/с

7,8

12

18,6

26,7

26,7

18

8,1

21,3

30

24,3

16,8

8,7

0

25

55

95

99

50

6

66

99

81

55

24

VF,м/с

0

7,5

16,5

28,5

30

15

1,8

20

30

24

16,5

7,2

№4

№7

3

32

30

320

E2,43457

8

27

,80270

E3,57193

66

10

660

100

E4,50777

16

123

160

1230

=; E3=; E3=;

Ускорение точки F с планов ускорений по формуле:

Для положения 4:

0,7=280 (28 мм)

*1,4=4 (0 мм)

*1,3=206 (21 мм)

Для положения 7:

0,7=857 (86 мм)

*1,4=678 (68 мм)

*1,3=71 (7 мм)

2 .Силовой расчет механизма

Цель расчёта.

Определить, используя исходные данные силы тяжести звеньев и моменты инерции масс относительно оси, проходящей через центр масс.

Определить, используя план ускорений, силы инерции и приложить их к звеньям механизма в соответствующих точках; определить так же моменты от сил инерции и приложить их к соответствующим звеньям.

Определить реакции в кинематических парах структурных групп звеньев 4-5 и 2-3 от действия сил тяжести, сил и моментов сил инерции, силы полезного сопротивления методом планов сил. Если какая-либо сила в выбранном масштабе должна изображаться вектором меньше миллиметра, то его на плане сил можно не показывать.

. Произвести силовой расчет входного звена. Определить уравновешивающую силу, считая её приложенной к кривошипу перпендикулярно этому звену. Найти реакцию в кинематической паре "входное звено - стойка".

. Определить уравновешивающую силу с помощью рычага Н. Е. Жуковского и сравнить её с величиной и направлением уравновешивающей силы, найденной по пункту 4, Допустимая погрешность не должна выходить за пределы 5.. .7%.

.1 Определение уравновешивающей силы с помощью планов сил

Для кинетостатического исследования механизма строим его кинематическую схему в 7 положении в масштабе KL = 0,01 м/мм. Строим план скоростей и план ускорений для этого положения механизма.

Определяем силы тяжести звеньев. Они приложены в центрах масс соответствующих звеньев и направлены вертикально вниз. Силы инерции звеньев приложены также в центрах масс звеньев и направлены в стороны, противоположные ускорениям центров масс соответствующих звеньев. Моменты инерции направлены в стороны, противоположные угловым ускорениям соответствующих звеньев.

Силы тяжести звеньев:

Силы инерции звеньев:

Р2ин= -m2as2=90*(42мм*10)=37800 H;

Р3ин= -m2as3=70*(39мм*10)=27300 H;

Р4ин= -m2as4=50*(119мм*10)=59500 H;

Р5ин= -m2af=30*(124мм*10)=37200 H.

Моменты инерции:

М2ин=-ε2Js2=457*31=14167 Hм;

М3ин=-ε2Js2=193*18=3474 Hм;

М3ин=-ε2Js2=77*44=3388 Hм.

В точке F приложена сила полезного сопротивления Pnc. Она направлена противоположно скорости точки F.= Yp * Kp = 9 мм * 50 H/м = 450 H; Р5ин = + Pnc - G5 = 37200 +4 50 - 300 = 37350 H.- ордината с графика изменения силы полезного сопротивления, (мм). -масштабный коэффициент графика изменения силы полезного сопротивления, (Н/мм).

Силовой расчет начинается с наиболее удаленной от входного звена группы Ассура т.е. производится в порядке, обратном кинематическому расчету и заключается в последовательном рассмотрении условий равновесия ( по принципу Д' Аламбера) всех входящих в механизм структурных групп.

.1.1 Группа звенев 4-5

Эта группа для рассматриваемого механизма является наиболее удаленной от начального механизма. Выделяем эту группу отдельно, вычерчивая ее в масштабе KL = 0,01 м/мм.

С соблюдением заданного положения. Рассмотрим силы, действующие на эту группу. В точке F действуют силы ↑↓; ↑↓, G5. В точке S4 действуют силы G5, .К звену 4 приложен момент .

Освобожденные связи заменяем реакциями. В точке F со стороны звена 0 на звено 5 действует реакция . Со стороны звена 2 действует реакция

Для определения реакции  составим уравнение суммы моментов всех сил относительно точки F для звена 4.

∑MF(4)=0; h4KL-G4hG4KL--*EF*KL=0

==2840 H;

Для определении реакций R05,R24 составим векторное уравнение равновесия всех сил для 4, 5 звеньев. Эти реакции определяются при помощи плана сил. В этом векторном уравнении подчеркнем силы, известные по модулю и направлению, двумя чертами, а известные только по направлению -одной чертой.

В векторном уравнении сначала записываем значения сил в Ньютонах, затем ниже в миллиметрах (как будет на плане сил). Масштабный коэффициент плана сил КР = 1000 Н/мм.

\∑P(4,5)=0; ++++++=0;

=2840 H; (3мм);

++=37350 H; (37мм);

=500 H; (0мм);

=59500 H; (60мм)

- горизонтальная ось.

Построение плана сил начинаем с проведения линии действия вектора  и на ней в произвольном месте намечаем точку - полюс плана сил. Из полюса плана сил строим по порядку силы, геометрически складывая    их:

  -), .

Из конца отрезка плана сил .проводим линию действия вектора. Пересечение линий действия дает точку - начало вектора  и конец вектора .

Равенство нулю правой части векторного уравнения говорит о том, что силовой многоугольник должен быть замкнутым.

С плана сил находим:

=95*Kp=95*1000H/мм=95000 H;

=13мм*Kp=13*1000 H/мм =13000 H.

Для определения точки приложения реакции  составим уравнение:

∑MF(5)=0; h5=hG5=hnc=0→hR05=0

Т.е реакция  приложена в точке F.

Определяем реакцию 4 звена на 5 звено.

∑P(5)=0; ++++=0; → =40мм*Kp=40000= H;

Переходим к рассмотрению второй группы Ассура.

.1.2 Группа звеньев 2-3.

При этом реакция =-

Определяем тангенциальные реакции.

∑Mc(3)=0; - h3 KL+ hG3 KL++*CD KL=0;

==3268 H;

∑Mc(2)=0; -hR42 KL-h2 KL-+ hG2 KL+*BC* KL=0;

==149958 H;

Определяем оставшиеся реакции.

Кр=3000 H/м

∑P(2,3)=0; ++++++++=0;

=149958 H; (50мм);

=95000 H; (31мм);

=900 H; (0мм);

=700 H; (0мм);

=37800 H; (12мм);

=27900 H; (9мм);

=3268 H; (1мм);

=100мм* Kp=300000 H;

=68мм* Kp=204000 H;

Определим реакцию2-го звена на 3-е звено.

∑P(3)=0; +++=0→=53мм* Kp=159000 H;

Переходим к рассмотрению начального механизма.

.1.3 Начальный механизм.

Со стороны звена 2 на кривошип действует реакция =-. В точке B приложена уравновешивающая сила Pур перпендикулярно звену AB. В точке A приложена сила тяжести кривошипа . Для определения Pур составим уравнение суммы моментов всех сил относительно точки A для звена 1.

∑MA(1)=0→ Pур*AB=+; Pур==192000 H;

Для определения реакции стойки на кривошип  составим векторное уравнение суммы сил для 1 звена. Kp=3000 H/мм

∑P(1)=0→++ Pур+ =0;

=300000 H; (0мм);

=0;ур=192000 H; (64мм);

=76мм* Kp=228000 H.

Переходим к построению рычага Жуковского.

.2. Определение уравновешивающей силы методом жесткого рычага Жуковского

Масштабный коэффициент рычага

ыч==0,011 м/мм;

Повернем план скоростей на 90° в сторону, противоположную угловой скорости  вращения входного звена. Перенесем все внешние силы, действующие на механизм, параллельно самим себе, на рычаг Жуковского в те точки, которые соответствуют точкам приложения сил на схеме механизма. Моменты инерции заменяем парами сил:

Составим уравнение моментов всех внешних сил относительно точки

Р- полюса рычага Жуковского.

(+-)*Pf+ h4- h3+ h2-G2hG2+ G3hG3- G4hG4-*+-

-*=0;

189725 H;

Погрешность :

δ=*100%=*100%=1,2%;

3.Проектирование зубчатой передачи

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ:

Число зубьев малого колеса z 1 = 12 (малое колесо)

Число зубьев большого колеса z2 = 24 (большое колесо)

Модуль т = 6 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей:

= m z1=6*12=72 (252 мм Радиус на чертеже)= m z2=6*24=144 (504 мм Радиус на чертеже)

Диаметры основных окружностей:

db1=d1 cosα0=72cos20o=67,66 (237 мм Радиус на чертеже)b 2= d2 cosα0=72cos20o=135,31 (473 мм Радиус на чертеже)

α0 - угол профиля нормального исходного контура.

Окружной делительный шаг Р =π*m =π*6=18,84

Основной нормальный шаг Р b= Р*cosα0=18,84cos20о=17,70

Коэффициенты смещения . Так как z 1+ z2 > 36, то

=-X2=1,008 - 0,056 z 1=1,008-0,056*12=0,336

Смещение исходного контура X1m=2,016; X2=-2,016

Высоты делительных ножек зубьев:

f1= ( 1,25-X1 ) m = (1,25-0,336)*6= 5,484= (1,25-X2 ) m = (1,25+0,336)*6= 9,516

Окружные толщины зубьев по делительным окружностям:

=( π /2 + 2X1tgα0)m = (π /2+2*0,336tg20o)*6=10,88 (76 мм Радиус на чертеже)        =( π /2 - 2 X2 tgα0) m = (π /2-2*0,336tg20o)*6=7,95 (56 мм Радиус на чертеже)

Хорды, соответствующие шагам:  

=d1sin(180/z1)= 72 sin(180/12)=18,63(130 мм Радиус на чертеже)
 b2=d2sin(180/z2)= 144 sin (180/24)= 18,79(132 мм Радиус на чертеже)

Определяем угол зацепления α.

Так как z 1+ z2 > 36, то

α= α0=20о

Диаметры начальных окружностей :

dW1=d1cos α0/ cos α= d1= d2cos α0/ cos α = d2

Межосевое расстояние в неисправленном зацеплении:

= (d1+d2)/2= 108

Межосевое расстояние в исправленном зацеплении:

aw=(dW1 + dW2)/2= 108

Приращение межосевого расстояния: Δa w= aw - а = О
 Полная высота зуба:  

= hf1+Δaw+hf2-0,25m=5,484+0+9,516-0,25*6=13,5;

где 0,25 m - радиальный зазор;

Высоты делительных головок зубьев:

= h-hf1=13,5-5,484=8,016=h-hf2=13,5-9,516=3,984

Диаметры окружностей вершин зубьев:

= d1+2ha1=72+2*8,016=88,03(308 мм Радиус на чертеже)= d2 + 2ha2= 144+2*3,984=151,97 (532 мм Радиус на чертеже)

Диаметры окружностей впадин зубьев   .

= d 1 -2 h f1=72-2*5,484=61,03 (213 мм Радиус на чертеже)=d2-2hf2=144-2*9,516=124,97 (437 мм Радиус на чертеже)

Коэффициент перекрытия по аналитической формуле:

ε =

С чертежа ε =;

 Масштаб чертежа зубчатого зацепления М = 7.

Проверяем условие отсутствия подрезания ножек зубьев:

,336 = X1≥1-

,336 = X2≥1-

Проверка на заострение зубьев:

 ;

Графики удельного скольжения:

Масштаб графиков

Отмечаем на чертеже точки O1 и O2 ,зная значение межосевого расстояния. Проводим из точек O1 и O2 радиусы всех окружностей. Радиусы начальных окружностей касаются в точке Р - полюсе зацепления. Проводим линию зацепления. Она проходит через полюс Р и касается основных окружностей в точках N1 и N2 .Для каждого из зубчатых колес строим эвольвенты - по половинке зуба. Затем, зная толщины зубьев по делительным окружностям и хорды, соответствующие шагам по делительным окружностям, достраиваем чертеж.

После этого строим пятна контакта и изображаем графики удельного скольжения.

4.Динамическое исследование механизма методом Мерцалова

Для вычисления приведенного к кривошипу момента силы полезного сопротивления используем формулу:

Сила полезного сопротивления  

- ордината с графика изменения силы полезного сопротивления, (мм);

-масштабный коэффициент графика изменения силы полезного сопротивления, (Н/мм).

Угловая скорость ротора эл/двигателя

КПД механизма η == 0,97*

 - КПД Зубчатой передачи;

- КПД Подшипников;

- КПД Муфты;

- КПД Рычажного механизма.

Таблица для построения первого графика (левого верхнего) - приведенного момента сопротивления.

Табл.5.

Масштабные коэффициенты графиков:

Км= ;

Кφ=

- расстояние по оси X на графиках, соответствующее одному обороту кривошипа.

Передаточное отношение u = /=1000/250=4;= kт=H kМ kφ=150*50*0,026=195 Hм/мм

H - полюсное расстояние для графического интегрирования.

Диаграмма ∑А,Т(φ) (вторая слева сверху) строится графическим
интегрированием первого графика с полюсным расстоянием Н при
смещении горизонтальной оси первого графика на расстояние Ум
вниз. ,

Ордината Ум = ∑/12=

- значения из таблицы 5 (последняя строка).

Масштабный коэффициент КJ = 2 Кт /;

Момент Мд = Умkм=19мм*50 Hм/мм = 950 Hм;

Мощность электродвигателя Nдв=Mд*ω2эд/=15200Вт;

Мощность электродвигателя Nдв=15 кВт;

;эд= .

Условие динамического приведения масс :

Тпр=ТЭд+Тпм+ Т1+Т2+Т3+ Т4+Т5

Тпр = 0,5J np ∑ - кинетическая энергия приведенной массы;

Тэд = 0,5J эд эд - кинетическая энергия ротора электродвигателя;

Тпм = 0,5J пм - кинетическая энергия передаточного механизма; пм = 0,5 J эд - момент инерции подвижных масс передаточного механизма;

Т1 = 0,5J S1 - кинетическая энергия кривошипа;= 0,5(Js2 +m2 - кинетическая энергия шатуна;

Т3= 0,5(Js3 m3) - кинетическая энергия кулисы;

Т4= 0,5(Js4 кинетическая энергия шатуна;

Т5 = 0,5m5 - кинетическая энергия ползуна.

Преобразуем выражение:

 m3=18+70*0,72=52 кг*м2;

Подставляя выражения кинетических энергий в исходное условие приведения масс, после преобразования получим

Первые три слагаемых приведенного момента инерции за цикл работы механизма не меняют своей величины, т.е. остаются постоянными, а остальные - являются переменными величинами т.е.

=

В выражение для J1 дополнительно входит момент инерции массы маховика JMAX, устанавливаемого на оси начального звена и предназначенного для уменьшения колебаний угловой скорости начального звена.впоследствии подлежит определению.

Определяем значения для графика в правом верхнем углу.

Это одновременно график для момента инерции  в масштабе KJ и для кинетической энергии TII в масштабе K т для переменных величин.

Диаграмма TI=∑A+Tнач-TII (левая нижняя) получается вычитаем из значений диаграммы TI=∑A+Tнач значения диаграммы TII,JII(φ) в правом верхнем углу листа формата А1для каждого положения механизма.

С диаграммы TI=∑A+Tнач-TII определяем небольшой перепад кинетической инергии (разность между наибольшей и наименьшей величинами ординат графика).

Δ=240мм*Кт=240мм*195(Hм/мм)=46800 Hм;

Тогда момент инерции JI Определяем по формуле:

Момент инерции массы маховика:

=

Кривая TI=∑A+Tнач-TII также представляет собой диаграмму Δ(φ1) колебаний угловой скорости кривошипа в масштабе К.

Графическим дифференцированием диаграммы Δ(φ1) получаем

диаграмму ε(φ1) углового ускорения начального звена с полюсным расстоянием в нижнем правом углу листа формата А1 .

Масштабные коэффициенты :

Определяем размеры и массу маховика:

Масса маховика:

=

Список используемой литературы

1.Теория механизмов и машин. Под ред. К.В. Фролова. М., Высшая школа, 1987, 496 с.

2.Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., Наука, 1975 г.,

640 с.

.Безвесельный Е.С. Курсовое проектирование по теории
механизмов и машин. Харьков, ХГУ, 1960 г., 523 с.

Злобин Б.А. Примеры использования метода плана скоростей и ускорений для механизмов со структурными группами Ассура. Пенза, ППИ, 1993 г., 80 с.

Злобин Б.А. Силовой расчет механизмов. Пенза, ППИ, 1991 г., 103 с.

Надежкин В.К., Корнилаева Л.П. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Методические указания. Пенза, ПГУ, 1999 г., 93 с.

Левитская О.Н. ,Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин. Москва. Машиностроение, 1985 г. 279 с.

Баранов Г.Г. Курс теории механизмов и машин. Москва. Машиностроение, 1975 г. 280 с.

Репин А.С, Волков В.В. Задания и методические указания к контрольным работам и курсовому проекту по курсу «ТММ». Пенза, ППМ, 1988 г., 58 с.

Попов А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. М., Высшая школа, 1986 г., 295 с.

© 2003 - 2022 «Библиофонд»

Обратная связь

Пользовательское соглашение

Политика конфиденциальности

Полная версия

Помощь по учебным работам

Консультация по курсовой работе

Консультация по дипломной работе ВКР

Консультация по реферату

Консультация по отчетам о практике