Аналіз навантаженості плоского важільного механізму

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

ЗМІСТ

Введення

Вихідні дані

1.Дінаміческій аналіз механізму

1.1 Структурний аналіз механізму

1.1.1 Структурна схема механізму

1.1.2 Перелік ланок механізму

1.1.3 Визначення ступеня рухливості

1.2 Кінематичний аналіз механізму

1.2.1 Визначення швидкостей точок і ланок механізму

1.2.2 Визначення прискорень точок і ланок механізму

2. Розрахунок механізму на міцність

2.1. Вибір розрахункової схеми

2.2. Побудова епюр

2.3 Підбір перерізів елементів механізму

Виводи д и.

Перелік посилань

Введення

Найважливішими якостями будь-якого механізму є міцність, надійність і довговічність. Для визначення конструктивних розмірів і розрахунку елементів кінематичних пар на міцність необхідно обчислити сили, що діють на кожну ланку і структурну групу.

Метою динамічного аналізу є:

а) визначення сил і моментів, що діють на ланки механізму, кінематичні пари і нерухомі опори, і виявлення способів зменшення динамічних навантажень, що виникають під час дії механізму;

б) вивчення режимів руху механізмів під дією заданих сил і виявлення способів, що забезпечують задані режими руху.

Метою розрахунку ланок механізму на міцність є оцінка міцності елементів механізму з подальшим підбором оптимальних розмірів перерізів ланок і пропозицією матеріалу для їх виготовлення.


ВИХІДНІ ДАНІ

№

Параметри

Значення

1

Частота обертання n, об / хв

270

2

L AB, м

0. 04

3

L О1А, м

0. 04

4

L О1О2, м

0. 02

5

L О2В, м

0. 03

6

L О2Е, м

0. 015

7

L DE, м

0.05

8

L AS2, м

0.03

9

L O1S1, м

0.04

10

L O2S3, м

0.02

11

L Е S4, м

0.02

12

Вага ланки АО1, Н

30

13

АВ, Н

28

14

ВО2, Н

24

15

Е D, H

40

16

D, H

10

17

Момент інерції ланки АВ, кг * м 2

0,086

18

Момент інерції ланки ВО2, кг * м 2

0.0005

19

Момент інерції ланки DE, кг * м 2

0.0006



1 ДИНАМІЧНИЙ АНАЛІЗ МЕХАНІЗМУ

1.1 СТРУКТУРНИЙ АНАЛІЗ МЕХАНІЗМУ

      1. СТРУКТУРНА СХЕМА МЕХАНІЗМУ

Рісунок1.1-Кінематична схема механізму

Для вивчення руху механізму необхідно знати його структуру: кількість ланок, кількість і класи кінематичних пар. Необхідними також є знання про взаємне розташування ланок. Тому першим етапом кінематичного аналізу є побудова кінематичної схеми механізму. Її будують в заданому масштабі, дотримуючись заданих розмірів і ланок. На кінематичній схемі повинні бути відомості про все необхідне для вивчення руху. Кінематична схема механізму наведена в заданому положенні на малюнку 1.1.

Визначити характер руху ланок механізму можна за допомогою плану положень. Побудови плану починається з креслення нерухомих опор О1 і О2. Далі будується траєкторія руху провідної ланки (окружність) і на ній відзначаються дванадцять положень ланки О1 A через кожні 30 ˚, починаючи з того становища, яке відповідає самому нижньому положенню повзуна.

1.1.2 ПЕРЕЧЕСЛЕНІЕ ЛАНОК МЕХАНІЗМУ

Розглянувши характер руху, у механізмі можна виділити наступні ланки:

  1. - Стійка;

  2. - Кривошип;

  3. - Шатун;

  4. - Коромисло;

  5. - Шатун;

  6. - Повзун.

Ланки механізму з'єднані кінематичними парами:

1-2 - кінематична пара 5-го класу, обертальна

2-3 - кінематична пара 5-го класу, обертальна

3-4 - кінематична пара 5-го класу, обертальна

4-5 - кінематична пара 5-го класу, обертальна

4-1 - кінематична пара 5-го класу, обертальна

5-6 - кінематична пара 5-го класу, обертальна

6-1 - кінематична пара 5-го класу, поступальна

1.1.3ОПРЕДЕЛЕНІЕ СТУПЕНЯ рухомі механізми

Розбиваємо механізм на групи асирійця. Це показано на малюнку 1.2. Ступінь рухливості механізму визначаємо за рівнянням Чебишева:

W = 3 n - 2р 5 - р 4, де

n - кількість рухомих ланок механізму

р 4, р 5 - кількість кінематичних пар 4-го і 5-го класу.

Для даного механізму кількість рухомих ланок n = 5, кінематичних пар 5-го класу р 5 = 7; кінематичні пари 4-го класу відсутні.

W = 3х5-2х7 = 1

Так як ступінь рухливості механізму дорівнює 1, то для роботи даного механізму необхідно одне провідне ланка.

Малюнок 1.2-Структурні групи механізму.

1.2 КІНІМАТІЧЕСКІЙ АНАЛІЗ МЕХАНІЗМУ

1.2.1 ПОБУДОВА ПЛАНУ ШВИДКОСТЕЙ

Визначення швидкостей починаємо з провідної ланки, для якого відома ω і L АО1.

V A = ω АВ * L АО1; (1.2.1),

Де, ω АО1-кутова швидкість ланки АВ, c -1;

ω АО1 = Π * n АО1 / 30; (1.2.2),

ω АО1 = рад / с.

V A = 28.26 * 0.04 = 1.13м / с.

де, n АО1 - частота обертання ланки АО1, об / хв.

У довільній точці площини креслення вибираємо полюс плану швидкостей. З полюса в напрямку обертання ланки АО1 проводимо вектор довільної довжини, відповідний швидкості точки A. Визначаємо масштаб плану швидкостей за формулою

μ v = V A / P v a, ((м / с) / мм); (1.2.3),

μ v = = 0,01

По приналежності точки В ланці АВ складаємо векторне рівняння:

V В = V А + V ВА, (1.2.4);

По приналежності точки В до опори О2 складаємо векторне рівняння:

V В = V O 2 + V У O 2 (1.2.5).

У рівнянні (1.2.9) V А - повністю визначене, а про другий доданок відомо лише те, що лінія дії цього вектора перпендикулярна A В.

У рівнянні (1.2.10) V O 2 дорівнює нулю, а про другий доданок відомо лише те, що лінія дії цього вектора перпендикулярна ВО2. Т очкой перетину цих двох ліній буде точка В.

V В = P v в * μ v, (1.2.6);

V У = 0.01 * 82 = 0.82м / с (1.2.7),

Для знаходження швидкості точки S 2 на плані, скористаємося співвідношенням; тому точка S 2 лежить на ланці AB, що містить точку S 2, то справедливо співвідношення:

, (1.2.8);

де l AB - довжина плеча AB за умовою;

l AS 2 - довжина плеча AS 2 по умові;

ab, as 2 - довжина відповідних відрізків на плані.

, As2 = = 40.5 мм.

V S2 = P v s2 * μ v, (1.2.9);

V S 2 = 83 * 0,01 = 0.83м / с.

Ланка ВО2 виконує вращятельное рух навколо точки О2. Точка Е пренодлежіт цієї ланки і лежить на середині зтого ланки. Швидкість точки Е можна знайти так:

V Е = P v е * μ v (1.2.10);

V Е = 41 * 0.01 = 0.41м / с.

Для знаходження швидкості точки S 3 на плані, скористаємося співвідношенням; тому точка S 3 лежить на ланці B О2, що містить точку S 3, то справедливо співвідношення:

, (1.2.11);

де l О2 B - довжина плеча О2 B за умовою;

l О2 S 2 - довжина плеча О2 S 2 за умовою;

Факт належності точки D ланці ED дає векторне рівняння:

V D = V E + V DE (1.2.12);

У рівнянні (1.2.9) V E - повністю визначене, а про другий доданок відомо лише те, що лінія дії цього вектора перпендикулярна DE.

Факт належності точки D повзуну О3 дає векторне рівняння:

V D = V О3 + V D О3 (1.2.13);

У рівнянні (1.2.10) V O 3 дорівнює нулю, а про другий доданок відомо лише те, що лінія дії цього вектора перпендикулярна ED. Т очкой перетину цих двох ліній буде точка D.

V D = P v d * μ v, (1.2.14);

V D = 41 * 0.01 = 0.41м / с

Далі знаходимо скорост і всіх ланок:

V BA = ba * μ v, (1.2.15);

V BA = 54 * 0,01 = 0.54 м / с;

V AO1 = ao1 * μ v, (1.2.16);

V AO1 = 100 * 0,01 = 1 м / с;

V BO2 = bo2 * μ v, (1.2.17);

V BO 2 = 82 * 0,01 = 0.82м / с;

V DE = 0. (1.2.18);

і швидкості центрів мас ланок:

V S 1 = p v s 1 * μ v, (1.2.19);

V S 1 = 50 * 0.01 = 0.5м / с;

V S 2 = p v s 2 * μ v, (1.2.20);

V S 2 = 83 * 0.01 = 0.83 м / с;

V S 3 = p v s 3 * μ v, (1.2.21);

V S 3 = 52 * 0.01 = 0.52 м / с;

V S 4 = 0. (1.2.22);

Визначаємо кутів е скорост і ланок механізму.

За допомогою плану швидкостей можна визначити кутові швидкості ланок механізму.

Кутова швидкість ланки AB:

(1.2.23);

де V AB швидкість руху точки B відносно точки A:

ω AB = 13.5 рад / с;

Аналогічно для інших ланок:

(1.2.24);

ω BO 2 = 27.3 рад / с;

(1.2.25);

ω EF 0.

Швидкості всіх ланок зводимо в таблицю.

V A,

м / с

V B, м / с

V D, м / с

V E, м / с

V O2, м / с

V AO1, м / с

V O 1, м / с

V AB, м / с

V BO, м / с

V ED,

м / с

V S1, м / с

V S2, м / с

V S3, м / с

V S4, м / с



1.13

0.82

0.41

0.41

0

1

0

0. 54

0.82

0

0.5

0. 83

0. 52

0

0



Таблиця 1.2.1. -Швидкості всіх ланок механізму

Кутові швидкості ланок зведемо в таблицю.

ω AB, рад / с

ω BO2, рад / с

ω DE, рад / с

13. 5

27.3

0

1.2. 2 ПОБУДОВА плані прискорення.

При побудові прискорень точок і ланок механізму теж використовуємо метод планів.

Побудова починаємо з провідної ланки, для якого ω = const. У зв'язку з цим

(1.2.23);

1/0.04 = 25 м / с 2

вектор прискорення т. A спрямований вздовж ланки AO 1 від точки A до центру обертання.

На полі креслення довільно вибираємо полюс. Від полюса вздовж ланки AO 1 проводимо вектор швидкості т. A довільної довжини. Обчислюємо масштабний коефіцієнт

μ a = (1.2.24);

μ a = = 0.2

Прискорення точки C знаходимо з умови приналежності цієї точки двом ланкам AC і стійці, використовуючи теорему про розкладання прискорень.

За аксесуари З до ланки A З записуємо:

(1.2.25);

У рівнянні (1.2.25) відомо повністю, направлено від точки C до точки A уздовж руху поршня і дорівнює:

(1.2.26);

(0.02 * 68) 2 / 0.08 = 23.12 м / с 2

Далі визначаємо довжину цього відрізка на плані:

(1.2.27);

n CA = 23.12/0.9 = 26 мм.

П про належність точки C до ланки DC складаємо векторне рівняння:

(1.2.28);

Значення визначаємо аналогічно

(1.2.29),

Далі визначаємо довжину цього відрізка на плані:

(1.2.30);

n C D = 42.6/0.9 = 47 мм.

(1.2.31),

Далі визначаємо довжину цього відрізка на плані:

(1.2.32);

n EF = 23.18/0.9 = 26мм.

Для знаходження прискорення точки E на плані, скористаємося співвідношенням. Т. К. точка E лежить на ланці AC, то справедливо співвідношення:

(1.2.33);

де l A E - довжина плеча AE за умовою;

l AC - довжина плеча AC за умовою;

ae, ac - довжина відповідних відрізків на плані.

(1.2.34);

Тепер знаходимо прискорення центрів мас ланок

(1.2.35);

(1.2.36);

(1.2.37);

(1.2.38);

Отримані дані зведемо в таблицю.

A a м / с 2

, М / с 2

, М / с 2

a C, м / с 2

, М / с 2

, М / с 2

, М / с 2

a F, м / с 2






153.8

23.12

18

90

42.6

85.5

108

23.18

18.9

36


, М / с 2

, М / с 2

a S3, м / с 2

a S4, м / с 2

a S5, м / с 2


85.5

110.7

45

98.1

20


Таблиця 1.2.3 - Прискорення точок і центрів мас ланок

Визначення кутових прискорень ланок механізму.

(1.2.39);

(1.2.40);

(1.2.41);

Кутові прискорення ланок зведемо в таблицю

,

,

,

,

0

225

1710

180

Таблиця 1. 2. 4. - Кутові прискорення ланок.

1.3 кінематичний аналіз механізму

Кінетостатіческій розрахунок, покладений в основу силового розрахунку механізму, базується на принципі Д'Аламбера, який у загальному випадку руху ланок механізмів, що роблять складну плоский рух, дозволяє вирішити задачу шляхом відомості сил інерції ланок до головного вектору інерції F i і до головного моменту сил M i.

(1.3.1)

Знак "-" означає, що вектор сили інерції спрямований у бік, протилежний прискоренню центру мас.

Маси ланок розраховуються за допомогою формули:

(1.3.2)

де q = 0.1 кг / м,

l - довжина ланки.

m = P / g,

де P - вага ланки (H),

g - прискорення вільного падіння.

g = 9.8 м / с 2.

Також існує головний момент інерції ланки, який прикладений до центру мас ланки і спрямований у протилежний кутовому прискоренню ланки бік

(1.3.3)

де - Момент інерції ланки,

- Кутове прискорення ланки.

1.3.1 РОЗРАХУНОК СИЛ І ГОЛОВНИХ момент інерції ланки МЕХАНІЗМУ

.

m AB = 2,6 кг.

m CA 0,008 кг.

m EF = 0.0105 кг.

m DC = 0.005 кг

,

Сили і головні моменти інерції наведені в таблиці

222.3

0.89

0.48

0.5

0

0.89

0.18 0.171

Таблиця 1.3.1. Розраховані значення сил і моментів інерції ланок механізму

1.3.2 ВИЗНАЧЕННЯ реакції в кінематичних парах

Силовий аналіз механізму починаємо з групи асирійця 3-5, найбільш віддаленій від провідної ланки. Зв'язки в шарнірах замінюються реакціями і .

У шарнірі F реакція невідома по модулю і спрямована по горизонталі. Позначимо в точці силу інерції. Позначимо також вагу ланки FE і вага повзуна Р.

Сума моментів відносно точки F дорівнює нулю:

(1.3.4)

де , - Плечі відповідних сили і ваги

Знаходимо :

(1.3.5)

Складаємо векторне рівняння:

(1.3.6)

З урахуванням цього рівняння будуємо замкнутий силовий многокутник. На кресленні обираємо полюс . Від нього проводимо вектор довільної довжини по напрямку сили . Обчислюємо масштабний коефіцієнт:

(1.3.7)

Далі до вектора добудовуємо інші складові рівняння (1.3.6), розраховуючи довжину векторів за допомогою масштабного коефіцієнта.

Визначають реакції в кінематичній парі 2-4. Реакції в шарнірах A і D потрібно розкласти на складові по напрямку осей і , І перпендикулярні до них: і . Тангенціальні складові можна знайти, якщо записати рівняння суми моментів кожної ланки щодо точки С.

Умови рівноваги ланок 2 і 3 відповідно:

(1.3.9)

(1.3.10)

Розглянемо рівняння рівноваги групи в цілому. Запишемо векторне рівняння рівноваги цієї групи:

(1.3.11)

У цьому рівнянні всі складові, крім , Відомі по модулю і по напрямку. Потрібно побудувати замкнутий силовий многокутник, відкладаючи послідовно вектори сил.

(1.3.12)

Розглянемо рівняння рівноваги групи в цілому. Запишемо векторне рівняння рівноваги цієї групи:

(1.3.13)

У цьому рівнянні всі складові, крім , Відомі по модулю і по напрямку. Потрібно побудувати замкнутий силовий многокутник, відкладаючи послідовно вектори сил.

Тепер визначимо врівноважуючу силу і врівноважує момент, що діє на кривошип AB.

На кривошип AB діє шатун силою . Вважається, що сила прикладена перпендикулярно ланці AB. У цьому випадку рівняння моментів усіх сил, прикладених до кривошипа щодо точки B, має вигляд:

(1.3.1 2)

(1.3.1 3)

(1.3.1 4)

Знайдені при силовому аналізі механізму величини представлені у таблиці 1.4.

57

48

65

0.22

0.6

0.8

0.79

0.7

0.9

73

1.9

Таблиця 1.4. Силовий аналіз механізму

2. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ НА МІЦНІСТЬ

У результаті динамічного аналізу плоского важільного механізму були визначені зовнішні сили, що діють на кожну ланку і кінематичну пару. Цими зовнішніми зусиллями є сили інерції F i, момент и інерції M і реакції в кінематичних парах R. Під дією зовнішніх сил ланки плоского механізму відчувають деформації. У цьому механізмі переважають спільні деформації вигину і розтягування.

Аналіз навантаженої групи Асура 3-5 показує, що ланка 3 під час роботи механізму відчуває спільну дію згину і розтягування. Для оцінки міцності механізму необхідно за допомогою методу перетинів визначити величину внутрішніх зусиль, що діють в перетинах. Значення всіх сил зведемо в таблицю.

Таблиця 2.1

0.16

0.208

0.832

0.656

0.32

0.352

2.1 Побудова епюр E n, N z, H * M

Навантаженість ланки дозволяє виділити дві ділянки: ES 3 та S 3 F. Використання методу перетинів для нормальної сили N Z дає наступні рівняння:

I ділянку

(2.1)

II ділянка

(2.2)

За цими даними будуємо епюру N Z.

Для поперечної сили Q Y на відповідних ділянках записуються такі рівняння:

I ділянку

(2.3)

II ділянка

(2.4)

Згідно з отриманими значеннями будуємо епюру Q Y.

Аналітичні рівняння записуємо також для згинального моменту на ділянках I і II:

I ділянку

(2.5)

II ділянка

(2.6)

(2.7)

Епюру М Х будуємо за отриманими значеннями моментів.

З епюр М Х і N Z видно, що небезпечне перетин ланки проходить через точку S 3.

M max = 0.24Нмм

N Z max = 0.656 H

2.2 Підбір перерізів

2.2.1 Підбір прямокутного перерізу

Нехай для прямокутного перерізу h = 2 b. Тоді:

F = h. B = 2 b 2 (2.8)

(2.9)

b = U + V (2.10)

де - U і V обчислюються за формулами:

(2.11)

(2.12)

V = 0,25 * 10 -2 м

U = 0 м

b = 0,25 * 10 -2 м

h = 2 × b = 0, 5 × 10 -2 м

2.2.2 Підбір круглого перерізу

Для круглого перерізу використовується відношення:

(2.13)

(2.14)

Підстановки і перетворення дають також кубічне рівняння:

(2.15)

Корінь цього рівняння дорівнює:

D = U 1 + V 1 (2.16)

де - U 1 і V 1 обчислюються за формулами:

(2.17)

(2.18)

D = 0,5 × 10 -2 м = 5 мм

2.2.3 Підбір перерізу у вигляді двутавра

Для перетину у вигляді двутавра параметри знаходимо підбором, підставляючи у вираз (2.16) значення W X = 0,00 17 см 3. Приймаючи [σ] = 1 40 МПа, вибираємо двутавр з параметрами Н = 10 мм, В = 7 мм, S = 0,45 мм, ГОСТ 13621-79, виготовлений з конструкційної сталі марки (ГОСТ 8239-56).

Графічна частина II розділу курсової роботи представлена ​​на аркуші формату А2.

ВИСНОВКИ

У ході виконання курсової роботи були вивчені методи аналізу і розрахунку плоских важільних механізмів. Структурний аналіз механізму показав, що даний плоский важільний механізм є механізмом другого класу тобто для його роботи необхідно лише одне провідне ланка. У результаті динамічного аналізу були визначені сили, реакції, моменти, швидкості і прискорення, що діють на кожне з ланок механізму.

Результатом розрахунку міцності плоского важільного механізму з'явився підбір параметрів небезпечногоперетину. Параметри прямокутного перерізу - b = 2, 5 мм і h = 5 мм, для круглого - D = 5 мм, крім того підібраний профіль Ст3 430001 × НД . Найбільш раціональним є прямокутна форма перетину.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1 Стьопін П. А. Опір матеріалів. Вид. 5-е, перероб. і доп. Підручник для студентів машинобудівних вузів. М., «Вища школа», 2003.

2 Методичні вказівки до курсової роботи з курсу «Теоретична механіка» для студентів спеціальностей 7.091807 і 7.091002 / Автор Євстратов Н. Д. - Харків: ХТУРЕ, 1999. - 40 с.

3. Артоболевський І. І. Теорія механізмів і машин. - М.: Наука, 2002.-640с.

4 Тарг С. М. Короткий курс теоретичної механіки. - М.: Вищ. Шк. 1999.-416с.

5 Конспект лекцій.

6 Ануров В.І. Довідник конструктора-приладобудівників. - М.: «Приладобудування» 1997 688 с.


Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Фізика та енергетика | Курсова
113.8кб. | скачати

Схожі роботи:
Аналіз навантаженості важільного механізму
Аналіз роботи плоского важільного механізму
Синтез і аналіз важільного механізму
Кінематичний і силовий аналіз важільного механізму
Динамічний синтез і аналіз важільного механізму
Розрахунок важільного механізму
Силовий розрахунок важільного механізму
Розрахунок механіки функціонування важільного механізму
Аналіз навантаженості плоских важільних механізмів
© Усі права захищені
написати до нас