Курсовая работа: Проектирование и исследование механизма крышкоделательной машины
Название: Проектирование и исследование механизма крышкоделательной машины Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Проектирование и исследование механизма крышкоделательной машиныМинистерство образования Беларуси Белорусский государственный технологический университет кафедра теоретической механики курсовой проект по теории механизмов и машин тема: проектирование и исследование механизма крышкоделательной машины выполнил студент III курса 3 группы факультета ИДиП Дорошевич А. Н. проверил доцент Бокун Г. С. Минск 2004 1. Введение Исследуемой мною в курсовом проекте крышкоделательная машина предназначена для изготовления книжных крышек. Крышкоделательные машины широко используются в полиграфической промышленности. Изготовление книжных крышек – сложный технологический процесс, требующий высокоточного оборудования. К последним относится и исследуемый мною механизм. Движение от электродвигателя передаётся кривошипу через планетарный редуктор и зубчатую передачу. Преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется шестизвенным кулисным механизмом, состоящим из кривошипа, кулисного камня, вращающейся кулисы, шатуна и ползуна. Смазываются механизмы плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачок, закрепленный на одном валу с зубчатым колесом, приводит в движение толкатель. Для получения требуемой равномерности движения на кривошипном валу закреплён маховик. Высокая точность исследуемой машины требует минимальных погрешностей при расчетах. С этой целью курсовая работа выполнена на листах формата А1 с применением в отдельных местах вычислительной мощи современных компьютеров и новейшего программного обеспечения. II Динамический синтез рычажного механизма 2.1 Задачи и методы динамического синтеза и анализа машинного агрегата Задачей динамического синтеза машинного агрегата является определение постоянной составляющей приведенного момента инерции маховика Iм , при котором колебания угловой скорости звена приведения не превышает значений, обусловленных коэффициентом неравномерности движения δ. Задачей динамического анализа машинного агрегата является определение закона движения звена приведения (ω1 , ε1 ) при полученном значении Iм . Методы расчета могут быть графические и аналитические. 2.2 Структурный анализ рычажного механизма Степень подвижности рычажного механизма определяем по формуле: W=3n–2p5 –p4 , где n=5—число подвижных звеньев механизма; p5 —число пар V класса; p4 —число пар IV класса; В данном механизме 7 пар пятого класса: A(0;1), B(1;2), C(2;3), D(3;0), E(3;4) — вращательные. B3 (2;3), Е0 (0;5) — поступательные. Пар четвертого класса нет. Тогда W=3·5–2·7–0=1. Следовательно, положение звеньев механизма определяется заданием одной обобщенной координаты звена 1(j1 ). Определим класса механизма. Для этого расчленим его на группы Ассура. Сначала отделяем группу Ассура II класса, образованную звеньями 4 и 5, затем отсоединяем группу Ассура II класса, образованную звеньями 2 и 3. остается ведущее звено и стойка 0, образующие механизм I класса. Формула строения механизма I(0;1)®II(2;3)®II(4;5) Класс присоединенных групп — второй, поэтому рассматриваемый механизм относится ко II классу. 2.3 Определение основных параметров и размеров Угловая скорость звена 1: Размеры механизма заданны в задании: lAB =0.22 м lCD =0.19 м lDE =0,86 м lEF =0,8 м X=0.8 м Y1 =0.3 м Y2 =0.5 м 2.4 Описание определения кинематических характеристик рычажного механизма 2.4.1 Построение планов положений Для построения планов положений механизма выбираем масштабный коэффициент Тогда чертежные отрезки, изображающие звенья и расстояния на чертеже равны: AB=lAB /mS =0.22/0.005=44 мм CD=lCD /mS =0.19/0.005=38 мм DE=lDE /mS =0.86/0.005=172 ммEF=lEF /mS =0.8/0.005=160 ммX=X/mS =0.8/0.005=160 мм Y1 =Y1 /mS =0.3/0.005=60 мм Y2 =Y2 /mS =0.5/0.005=100 мм Делим траекторию движения точки B кривошипа на 12 равных частей и строим 12 положений механизма.. На всех звеньях показываем положения центров масс. Центры масс находятся посередине: AS1 =0 мм. Центр масс кулисы CB находится посередине максимальной длины звена, которую определим из построений. 2.4.2 Построение планов аналогов скоростей Требуется построить 12 планов аналогов скоростей и определить длины отрезков, изображающих анализ скоростей на планах. Построение производим по группам Ассура в соответствии с формулой строения механизма I(0;1)®II(2;3)®II(4;5). Поскольку между скоростями точек и аналогами скоростей существует пропорциональность, то для построения планов воспользуемся векторными уравнениями для построения планов скоростей. Для построения планов аналогов скоростей механизма выбираем масштабный коэффициент ; Переходим к построению плана аналога скоростей для группы Ассура (2;3’). Известна скорость точки B1 по величине и направлению. Скорость точки B3’ найдем, решив графически векторное уравнение: ; Отрезок pb3 аналогичен скорости точки B3 . Для построения отрезка pс, изображающего аналог скорости точки С звена 3 воспользуемся теоремой подобия ;, Направление Скорости точек E и S3 найдём из соотношений ; , Переходим к построению плана аналогов скоростей для групп Ассура (4;5). Известна скорость точки E. Найдем скорость точки F, рассматривая ее движение по отношению к точке E. Запишем векторное уравнение: Отрезок pe изображает аналог скорости точки Е. Для построения отрезка pS4 воспользуемся теоремой подобия. ; . 2.4.3 Расчет приведенного момента инерции Iпр Приведенный момент рассчитывается по формуле: . В нашем случае эта формула примет вид: , где;;;; . Из условия задания определяем: Массы звеньев: Моменты инерции звеньев: После подстановки значений рассчитанных величин получим следующую формулу: 2.4.4 Расчет приведенных моментов сил На входное звено крышкоделательной машины при рабочем ходе действует сила полезного сопротивления P n.с.=500 H. Величину приведенного момента сил сопротивления определяем по формуле: Определим постоянные величины, входящие в эту формулуДля рабочего хода: Для холостого хода: 2.4.5 Определение работы сил сопротивления Ас График Ас(j) построим методом численного интегрирования, применяя метод трапеций. Формула интегрирования имеет вид: ; где — шаг интегрирования. 2.4.6 Построение диаграммы изменения кинетической энергии и диаграммы "энергия-масса" График изменения кинетической энергии построим путем вычитания ординат графика Ас (j) из соответствующих ординат графика Ад (j). После этого построим диаграмму Виттенбауера (неполная диаграмма"энергия-масса") путем графического исключения параметра j из графиков изменения кинетической энергии механизма и приведенного момента инерции. 2.4.7 Определение момента инерции маховика Для определения момента инерции маховика по заданному коэффициенту неравномерности движения следует провести касательные к графику "энергия-масса" под углами Ymax и Ymin к оси абсцисс (оси приведенного момента инерции). Тангенсы этих углов определим по формулам: , Ymax =88.45° , Ymin =88.28°. Диаметр маховика с тяжелым ободом: . Для чугуна ;;, отсюда: ; Mасса маховика: ; Ширина обода: ; Высота обода: . 2.4.8 Определение параметров маховика Для построения графика w необходимо найти Iполн и Т по формулам: ;. ; ; Имеем . Определяем угловую скорость для всех положений механизма. По расчетным данным определяем среднюю угловую скорость: 2.4.9 Расчет истинной угловой скорости звена приведения Все расчёты и графики выполнены с использованием математического пакета MathCAD Professional 2001 и приведены ниже
III Динамический анализ рычажного механизма 3.1 Определение линейных и угловых скоростей, ускорений точек и звеньев механизма Для построения плана механизма в 9-ом положении примем масштабный коэффициент . Для построения плана скоростей определим скорость точки В Определим масштабный коэффициент Построение плана ведется в соответствии с векторными уравнениями, рассмотренными в пункте II. Переходим к построению плана ускорений. Так как кривошип вращается неравномерно, то ускорение точки В кривошипа равно: , где Выбрав масштабный коэффициент ,вычислим отрезки, изображающие aB1A n и aB1A t Из полюса p откладываем отрезок pn1 ||АВ, направленной к центру вращения, отрезок n1 b^АВ откладываем в направлении e1 . Ускорение точки В3 найдем, решив графически систему векторных уравнений. ; Кариолисово ускорение определяем по формуле На плане ускорений оно изображается отрезком Вектор нормального ускорения равен: На плане ускорений изображается отрезком . Ускорение точки С найдем по теореме подобия Ускорение точек E и S3 найдем из соотношений Для определения ускорения точки F составим два векторных уравнения. В этих уравнениях aF0 =0 и =0, так как направляющая XX неподвижна. Действительные ускорения точек и звеньев равны: 3.3 Расчет сил, действующих на звенья механизма Определим силы тяжести звеньев, главные векторы и главные моменты сил инерции звеньев. Звено 1: Mu1 =(Is1 +Iм ) ×e1 =(1.836+12.143)×2.42=33.82919 H×м Звено 2: G2 =0; Pu2 =0; Mu2 =0. Звено 3: G3 =m3 g=; Pu3 =m3 ×aS3=1.26 H Mu =IS3 ×e3 =0.56 H×м Звено 4: G4 =m4 g=84.366H; Pu4 =m4 ×aS4 =7.74 H Mu4 =IS4 ×e4 =0.23 H×м Звено 5: G5 =m5 g=78.48 H; Pu5 =m5 ×aЕ =9.6 H Mu5 =0.22 Звено 6: G6 =6m5 g=470.088 Pu6 =m6 ×a6 =101.28.5 К звену 6 приложена сила Pc =500 Н. 3.4 Определение значений динамических реакций в кинематических парах групп Ассура Отсоединяем группу Ассура (4,5). Прикладываем к ней силу сопротивления, силы тяжести, силы инерции и момент сил инерции. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями и . Реакцию представляем в виде: а реакцию направим перпендикулярно направляющей ползуна 5. Составляющую найдём из условия Н. Для определения реакций и запишем уравнение равновесия группы Ассура (4,5): Принимаем масштаб плана сил Строим план сил группы(4,5): Отрезки ,изображающие силы на плане: Из плана сил находим: Реакцию во внутренней кинематической паре найдём, рассмотрев равновесие звена 4
Отсоединяем группу Ассура (2,3). Прикладываем реакцию , силы тяжести, силы инерции, моменты сил инерции. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями и . Реакцию направляем перпендикулярно звену BC и найдём её из условия: Уравнения равновесия группы (2,3) Принимаем масштаб сил Строим план сил группы(2,3): Отрезки изображающие силы на плане: Из плана сил находим: Реакцию во внутренней кинематической паре Уравнение равновесия звена 1 Принимаем масштаб сил Отрезки изображающие силы на плане: Из плана сил находим ; Сравнение результатов IV. Проектирование зубчатых механизмов. 4.1 Проектирование планетарного редуктора Параметры редуктора: Формула Виллиса откуда Полученное соотношение представим в виде , в результате чего числа будут пропорциональны соответственно числам a,b,c,d. Чтобы обеспечить условие соосности вводим дополнительный множитель следующим образом откуда следует, что
где q-коэффициент пропорциональности. Рассмотрим следующие варианты:
Принимаем для расчётов вариант 1. Проверка z1 =50>17; z2 =60>17; z’2 =22≥20; z3 -z’2 =110>8. Останавливаемся на этом варианте. Условие соседства Принимаем к = 3. Проверяем передаточное отношение Условие сборки где D-наибольший общий делитель чисел z2 =60 и z’2 =22; D=2. -любое целое число Условие сборки выполняется. Делительные начальные диаметры колёс редуктора: d1 =m∙z1 =50∙2=100 d2 =m∙z2 =2∙60=120 мм; d’2 =m∙z’2 =2∙22=44 мм; d3 =m∙z3 =2∙132=264 мм; На листе 3 в масштабе 1:2 вычерчиваем схему редуктора в двух проекциях. 4.2 Построение картины эвольвентного зацепления Рассчитаем размеры зубчатых колёс с числами зубьев zI =za =13 и zII =zb =19 со свободным выбором межосевого расстояния, нарезаемых стандартной инструментальной рейкой модуля m=3 мм (α=20˚;h* a =1;c* =0.25). Минимальные коэффициенты смещения Делительные диаметры dI =m∙zI =3∙13=39 мм; dII =m∙zII =3∙19=57 мм; Делительное межосевое расстояние a=0.5∙(dI +dII )=0.5∙(39+57)=48 мм. Угол зацепления По таблице инвалют находим угол Межосевое расстояние Диаметры основных окружностей dbI = dI cosα=39∙0.9397=36.65 мм; dbII = dII cosα=57∙0.9397=53.56 мм; Диаметры начальных окружностей Диаметры окружностей впадин Высота зуба Диаметры окружностей вершин Окружной делительный шаг P=π∙m=3.14∙3=9.424 мм; Угловые шаги колёс Окружные делительные толщины зубьев Окружные толщины зубьев по вершинам Коэффициент перекрытия На листе 3 в масштабе 10:1 строим картину эвольвентного зубчатого зацепления. Из построений находим коэффициент перекрытия: V. Синтез кулачкового механизма 5.1 Задачи и методы синтеза кулачкового механизма Задачами синтеза кулачкового механизма являются: a) определение основных размеров кулачкового механизма, в нашем случае радиуса основной шайбы Ro и эксцентриситета; b) построение профиля кулачка. Задачи синтеза могут быть решены аналитическими или графическими методами. 5.2 Исходные данные Исходные параметры механизма приведем в таблице:
5.3 Определение основных размеров кулачкового механизма 5.3.1.Построение кинематических диаграмм законов движения толкателя. Рабочий угол кулачка: 90º+20+60º=170º; Переведем его в радианы: ; Фазовые углы в радианах равны: ; ; Графики зависимости ускорения, скорости и перемещения толкателя от угла поворота построим аналитическим методом, используя формулы, описывающие закон движения Шуна. График зависимости ускорения толкателя от угла поворота кулачка: Расчёты выполним с помощью пакета MathCAD 2001 professional: 5.3.2 Определение минимального радиуса кулачка Минимальные размеры кулачка определяются из условия, что угол давления в проектируемом механизме во всех положениях не превышает заданного максимально допустимого угла . Для этого строим совмещенную диаграмму , которая получается из диаграмм и путем графического исключения угла . К построенному графику проводим касательные под углом к оси . Точка пресечения этих касательных определяет положение оси вращения кулачка, имеющего наименьший радиус-вектор . Проведя прямую на расстоянии e от оси , найдем точку пересечения этой прямой с касательной. Принимаем эту точку за ось вращения кулачка. Наименьший радиус-вектор равен: ; 5.4 Построение профиля кулачка Выбираем масштабный коэффициент . Проводим две окружности радиусами и e, затем вертикальную линию, касательную к окружности радиуса e — линию движения толкателя. Радиус ролика выбирается наименьшим из двух условий: ; где -наименьший радиус кривизны профиля кулачка. Принимаем . Выбираем на центровом профиле ряд точек, из которых проводим окружности радиусом . Огибающая этих окружностей есть действительный профиль кулачка. 5.5 Определение зависимости угла давления от угла поворота кулачка Расчет производим по формуле: Данные расчёта сводим в таблицу . Таблица 4.2.
Список использованной литературы: 1. Г. Н. Девойно. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Минск. Вышэйшая школа. 1986. 2. С. А. Попов, Г. А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Высшая школа. Минск. 1998 3. И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин. Москва. Наука. 1988. |