- •Теория механизмов и машин
- •Введение
- •1. Структурный анализ плоских механизмов.
- •1.1. Цель и задачи структурного анализа.
- •1.2. Число степеней свободы плоского механизма.
- •1.3. Определение структурной формулы механизма.
- •1.4. Наиболее распространенные при структурном анализе ошибки.
- •2. Структурный синтез механизмов
- •2.1. Основные понятия синтеза механизмов
- •2.2. Задачи синтеза
- •2.3. Основные условия синтеза
- •2.4.Ограничения
- •2.4.1. Условия существования кривошипа
- •2.4.2. Ограничение углов давления в рычажных механизмах
- •2.4.3. Коэффициент изменения средней скорости ведомого звена
- •2.5. Задачи синтеза рычажных механизмов
- •2.6. Синтез кривошипно-коромысловых механизмов
- •2.6.1. Синтез шарнирного четырехзвенника по трем положениям входного и выходного звеньев
- •2.6.2. Синтез шарнирного четырехзвенника по заданному коэффициенту изменения скорости
- •2.6.3. Синтез кривошипно-коромыслового механизма по известному углу размаха коромысла и длине стойки
- •2.7. Синтез кривошипно-ползунных механизмов
- •2.7.1. Синтез кривошипно-ползунного механизма по коэффициенту изменения средней скорости и ходу ползуна
- •2.7.2. Синтез кривошипно-ползунного механизма по заданному ходу ползуна и максимальным углам давления рабочего и холостого ходов
- •2.8. Синтез кулисных механизмов
- •2.8.1. Синтез кулисного механизма по заданному коэффициенту
- •2.8.2.Синтез механизма с вращающейся кулисой
- •3.Кинематический анализ плоских механизмов аналитическим методом.
- •3.1 Определение положений звеньев методом векторного замкнутого контура.
- •3.2 Определение скоростей и ускорений в плоских рычажных механиз- мах аналитическим методом.
- •3.2 Графоаналитический метод (метод планов)
- •3.2.1 Порядок кинематического анализа
- •3.2.2 Построение планов положений механизма
- •3.3 Построение планов скоростей и ускорений плоских механизмов II класса
- •2.4 Построение планов скоростей и ускорений кулисных механизмов
- •Пример 3.3
- •4. Динамический анализ рычажного механизма
- •4.1 Классификация сил, действующих на звенья механизмов
- •4.2 Определение инерционной нагрузки звеньев
- •1.3 Условие статической определимости плоских механизмов с низшими парами
- •1.4 Последовательность определения реакций в кинематических парах
- •1.5 Силовой анализ структурных групп второго класса (диад)
- •4.6 Силовой анализ входного звена
- •4.7 Определение уравновешивающей силы по методу Жуковского
- •4.8 Потери мощности на трение
- •4.9 Методические указания к выполнению раздела курсового проекта по тмм. Динамический анализ рычажного механизма
- •4.9.1 Исходные данные
- •4.9.2 Задачи динамического анализа
- •4.9.3 Объем задания
- •4.9.4 Вопросы для самопроверки
- •5.Анализ и синтез кулачкового механизма.
- •5.1.Объем и содержание задания:
- •5.2.Общие сведения.
- •5.3Построение графиков.
- •5.4.Определение масштабных коэффициентов графиков.
- •2. Масштабный коэффициент времени определяется по формуле:
- •4. Масштабный коэффициент ускорения толкателя или колебателя.
- •5.5.Определение минимального радиуса кулачка.
- •5.6.Построение профиля кулачка
- •Решение:
- •2. Определение масштабных коэффициентов графиков.
- •Определение минимального радиуса кулачка
- •Построение профиля кулачка
- •1. Закон движения толкателя задан графиком ψ-t (рис.3)
- •Решение:
- •1. Построение графиков приведено в случае 1.
- •2. Определение масштабных коэффициентов:
- •4. Построение профиля кулачка.
- •6.Требования к оформлению и защите курсового проекта по тмм.
- •6.1 Общие положения
- •6.1.1 Цель и задачи курсового проектирования
- •6.1.2 Задание на проектирование
- •6.1.3 Содержание проекта
- •6.1.4 Оформление проекта
- •6.1.4.1 Графическая часть
- •6.1.4.2 Расчетно-пояснительная записка
- •6.2. Защита курсового проекта
- •6.3 Порядок выполнения разделов проекта
- •6.3.1 Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения
- •6.3.1.1 Порядок выполнения работы
- •6.3..1.2 Графическая часть (лист I)
- •6.3..1.3 Пояснительная записка к листу I
- •6.3.2 Динамический анализ рычажного механизма
- •6.3..2.1 Порядок выполнения работы
- •6.3.2.2 Графическая часть (лист 2)
- •6.3.2.3 Пояснительная записка к листу 2
- •6.3.3 Проектирование и кинематическое исследование зубчатой передачи и планетарного механизма
- •6.3.3.1 Порядок выполнения работы
- •6.3.3.2 Графическая часть (лист 3)
- •6.3.3.3 Пояснительная записка к листу 3
- •6.3.4 Синтез кулачкового механизма
- •6.3.4.1 Порядок выполнения работы
- •6.3.4.2 Графическая часть (лист 4)
- •6.3.4.3 Пояснительная записка к листу 4
- •5 Кинематический график (закон движения толкателя в кулачковом) механизме)
- •Пример выполнения курсового пректа по тм
- •Введение
- •1 Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности хода машины
- •1.1 Цели и задачи
- •1.2 Структурный анализ рычажного механизма
- •1.3 Выбор масштабных коэффициентов. Описание построения планов положения механизма. Построение диаграммы внешних сил
- •1.4 Двенадцать повернутых на 900 планов скоростей
- •1.5 Динамическая модель рычажного механизма
- •1.6 Определение приведенной силы сопротивления и момента приведенной силы сопротивления
- •1.7 Расчет кинетической энергии и приведенного момента инерции
- •1.8 Построение графиков и кривой Виттэнбауэра
- •1.9 Определение избыточной работы и момента инерции маховика
- •1.10 Определение положения максимальной нагрузки и расчет углового ускорения
- •2 Динамический анализ рычажного механизма
- •2.1 Постановка задач
- •2.2 Построение плана скоростей и ускорений рычажного механизма
- •2.3 Определение инерционной нагрузки звеньев
- •2.4 Силовой анализ методом планов сил
- •2.5 Силовой анализ методом Жуковского
- •2.6 Потери мощности на трение в кинематических парах
- •2.7 Мощность двигателя
- •3. Синтез и анализ зубчатых механизмов
- •3.1 Постановка задачи
- •3.2 Расчет параметров эвольвентного зубчатого зацепления
- •3.3 Построение картины эвольвентного зацепления
- •3.4 Коэффициент торцового перекрытия
- •3.5 Определение передаточного отношения, и подбор чисел зубьев
- •3.6 Построение схемы редуктора и планов скоростей
- •3.7 Построение плана. Аналитический и графический расчет частот вращения
- •4 Синтез и анализ кулачкового механизма
- •4.1 Цели и задачи
- •4.2 Графическое исследование заданного закона движения
- •4.3 Определение масштабных коэффициентов
- •180* Хmax
- •4.4 Определение минимального радиуса кулачка
- •4.5 Построение профиля кулачка и определение радиуса ролика
- •4.6 Диаграмма изменения угла давления. Максимальные скорость и ускорение
- •Контрольные задания с примерами выполнения для студентов заочного курса обучения
- •Пример выполнения задачи 1
- •Пример выполнения задачи 2
- •Решение
- •1. Определим недостающие размеры:
- •2. Строим схему механизма в масштабе
- •3. Определение скоростей точек механизма
- •4. Определение ускорений точек механизма
- •Задача 3.
- •Пример выполнения задачи 3
- •Задача 4 Вариант 0
- •Вариант 1
- •Вариант 2
- •Вариант 3
- •Вариант 4
- •Вариант 5
- •Вариант 6
- •Вариант 7
- •Вариант 8
- •Вариант 9
- •Пример выполнения задачи 4
- •Литература
- •Теория механизмов имашин Учебное пособие к выполнению курсового проекта и контрольной работы по дисциплине «Теория механизмов и машин » для студентов механических специальностей
- •12027 Г. Могилев, пр. Шмидта, 3
3.3 Построение картины эвольвентного зацепления
Согласно полученных данных из п. 3.2 выполняем следующие построения. Откладываем межосевое расстояние аw [O1O2] и из центров О1 и О2 проводим начальные окружности, соприкасающиеся в полюсе зацепления Р, окружности вершин зубьев и впадин. Проводим общую касательную к начальным окружностям через полюс Р. От общей касательной отложим угол зацепления w и получим производящую (образующую) прямую n-n. Делим производящую прямую на ряд участков, такие же участки откладываем на основной окружности в обе стороны от точки касания А.
Перекатывая образующую прямую по основным окружностям в соответствующих точках так, чтобы образующая являлась касательной к этим окружностям, находим эвольвенты обоих колес. Профили зубьев должны быть от окружности вершин до окружности впадин, но эвольвента идет только до основной окружности. Поэтому участок профиля зуба, заключенный между основной окружностью и окружность впадин, будет нерабочим. В этом случае эвольвенту продолжаем по прямой (по радиусу) и делаем закругление (галтель) f,
соединяющую профиль зуба с окружность впадин. Далее от полюса зацепления по основной окружности откладываем половину соответствующей толщины зуба. Соединяем полученные точки с центрами колес. Полученные линии являются осями симметрии зубов, поэтому относительно них легко можно построить оставшуюся половину зуба. Далее методом подобия на расстоянии шага по делительной окружности строим два зуба: справа и слева. То же самое проводим и для другого зубчатого колеса.
3.4 Коэффициент торцового перекрытия
Отношение дуги зацепления к шагу называется коэффициентом торцового перекрытия. Определим аналитически коэффициент торцового перекрытия:
ан = S0/ p0, (3.4.1) с. 202 [2]
где р0 – шаг по основной окружности
p0 = p*cos = 50,24 * 0,9397 = 47,21 (мм), (3.4.2) с. 202 [2]
а S0 – дуга зацепления, измеренная по основной окружности
S0 = ra72 – rb72 + ra82 – rb82 - aw*sin w (3.4.3) с. 202 [2]
S0 = 123,82 – 97,732 + 220,242 – 195,462 - 312*sin 200 = 70,8 (мм)
Вычисляем коэффициент по формуле (3.4.1):
ан = S0/ p0= 70,8/ 47,21= 1,5
Коэффициент торцового перекрытия можно определить и графическим методом. Для его определения необходимо на чертеже (лист 3 ГЧ КП) выявить действительную линию зацепления [ab], представляющую собой отрезок заключенный между точками пересечения образующей прямой n-n с окружностями вершин обоих колес.
гр = [ab]/ p0= 70,8/ 47,21 = 1,5 (3.4.4) с. 230 [4]
Благодаря высокой точности расчетов и использованию автоматизированных систем проектирования погрешность в определении коэффициентов различными
методами очень незначительная и не требует расчета.
3.5 Определение передаточного отношения, и подбор чисел зубьев
Зубчатый механизм, состоящий из двух зубчатых колес и стойки, называется зубчатой передачей.
Зубчатым рядом называется механизм, состоящий из трех и более зубчатых колес и стойки.
Ведущие – это такие колеса, которые получают движение через вал, а передают через зубья.
Ведомые – это такие колеса, которые получают движение от зубьев, а передают валу.
Передаточным отношением называется отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена и обозначается буквой u с соответствующими индексами. Передаточное отношение зубчатой передачи может определяться по одному из следующих отношений:
u12 = 1/ 2= n1/n2= r1/r2= d2/d1= z2/z1 (3.5.1) c. 212 [4]
Передаточное отношение зубчатого ряда равно отношению, в числителе которого находится произведение чисел зубьев ведомых колес, а в знаменателе – ведущих. Знак передаточного отношения зависит от числа пар с внешним зацеплением: если не четное, то–«-».
Эпициклическими механизмами называются механизмы с подвижными осями зубчатых колес. Они делятся на планетарные и дифференциальные. Планетарными называются механизмы, у которых степень свободы равна единице W=1.
Так как заданный механизм плоский, следовательно, степень свободы считаем по формуле Чебышева (формула 1.2.1):
W= 3n – 2P5 – P4,
где число подвижных звеньев n= 6,
число одноподвижных звеньев Р5= 6,
число двухподвижных звеньев Р4 = 5, следовательно
W= 3*6 – 2*6 – 5 = 1 механизм планетарный.
В эпициклических механизмах колеса с подвижными осями называются сателлитами. Колеса, относительно которых сателлиты обкатываются, называются центральными (солнечными). Рычаг, который несет на себе оси сателлитов, называется водилом. В планетарном механизме неподвижное центральное колесо называется опорой.
Итак, заданный механизм – планетарный (лист 3 ГЧ КП)
Сателлитами в нем являются колеса 2 и 5. Центральные колеса 3 и 6. Водило Н1 и Н2 соединены соответственно с колесами 4 и 7. Весь механизм состоит из двух ступеней: планетарной и простой (колеса 7 и 8). Определим общее передаточное отношение:
Сателлитами в нем являются колеса 2 и 5. Центральные колеса 3 и 6. Водило Н1 и Н2 соединены соответственно с колесами 4 и 7. Весь механизм состоит из двух ступеней: планетарной и простой (колеса 7 и 8). Определим общее передаточное отношение:
U18 = U1H1 * U4H2 * U78 (3.5.2) c. 214 [4]
где U1H1 и U4H2 – передаточные отношения планетарных ступеней редуктора, 1-ой и 2-ой соответственно,
U78 – передаточное отношение простой ступени (зубчатого ряда).
В тоже время передаточное отношение всего механизма можно найти по формуле (3.5.1):
U18= - n1/n8 , учитывая что n1= nдв, а n8= nкр получим
U18= - nдв/nкр = -1250/ 72 = -17,4
Найдем передаточное отношение зубчатого ряда по формуле (3.5.1):
U78 = -Z8/ Z7 = -26/13 = -2
Учитывая, что передаточное отношение планетарной ступени можно выразить как U1H2, запишем в новом виде формулу (3.5.2):
U18 = U1H2* U78, (3.5.3)
где U1H2 = U1H1 * U4H2
Найдем из формулы (3.5.3) передаточное отношение планетарной ступени:
U1H2= U18 / U78 = -17,4 / -2 = 8,7 9
Согласно схеме передаточные отношения обеих планетарных ступеней равны между собой, следовательно:
U1H1 = U4H2 = U1H2 = 9= 3 (3.5.4)
Теперь можно приступать к определению чисел зубьев колес составляющих механизм. Для этого определим передаточное отношение первой планетарной ступени U1H по формуле Виллиса:
n1 - nH
n3 - nH
U13(H) = (3.5.5) с. 290 [4]
Р
n1/ nH - nH/ nH
n3/ nH - nH/ nH
азделим числитель и знаменатель правой части формулы Виллиса на знаменатель искомого передаточного отношения (nH):U13(H) = (3.5.6) с. 292 [4]
Решая уравнение (3.5.6) получим:
U
U1H - 1
0 - 1
13(H) = = (3-1)/ -1= -2, n3=0 (неподвижное звено) n3/nH = 0
О
-z2z3
z1z2
пределим передаточное отношение зубчатого ряда при остановленном водиле:U13(H) = (3.5.7) с. 292 [4]
Подставим правую часть формулы (3.5.7) в формулу Виллиса:
-z2 * z3
z1 * z2
= = = - 2 Z3/Z1 = 2 или z3 = 2z1(3.5.8) с. 292 [4]
Запишем условие соосности для планетарной ступени редуктора:
z3 = z1 + 2z2 (3.5.9) c. 212 [2]
Р ешая систему уравнений (3.5.8) и (3.5.9) получим:
z3 = 2z1
z1= 2z2
z3 = z1 + 2z2
Предположив, что число зубьев первого колеса z1= 40, получим: z2 = 20, z3 = 80.
И т.к. вторая планетарная ступень редуктора симметрична первой, то z4 = 40, z5 =20, z6 = 80.