Проектування та дослідження кривошипно-ползунного механізму гуркоту

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

скачати

Зміст

Реферат

Введення

1. Літературний огляд

2. Структурний аналіз механізму

3. Кінематичний аналіз механізму

4. Кінетостатіческій аналіз механізму

Висновок

Список використаних джерел

Реферат

Проектування та дослідження кривошипно-ползунного механізму гуркоту

Обсяг пояснювальної записки склав 37 аркушів, 4 ілюстрації, 10 таблиць, 2 додатки, 3 використаних джерела.

Об'єктом курсового проектування є кривошипно-повзуни механізм. У курсовій роботі проведено дослідження кривошипно-ползунного механізму. Проведено структурний, кінематичний, Кінетостатіческій аналізи.

У структурному аналізі визначено склад кривошипно-ползунного механізму. У кінематичному аналізі визначені швидкості і прискорення точок механізму методами планів і кінематичних діаграм. У Кінетостатіческій аналізі проведено силовий розрахунок методом планів сил і методом Жуковського.

Далі отримані результати порівняні між собою, визначаючи похибка при обчисленнях, і зроблені відповідні висновки.

Введення

Мета курсової роботи - закріпити і систематизувати, розширити теоретичні знання, а також розвинути розрахунково-графічні навички студентів.

Розвиток сучасної науки і техніки нерозривно пов'язано зі створенням нових машин. У зв'язку з цим вимоги, які пред'являються до нових розробок, носять все більш жорсткий характер. Основними з них є: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити і маса, зручність в експлуатації і економічність.

Раціонально спроектована машина повинна задовольняти соціальним вимогам - безпеки обслуговування та створення найкращих умов для обслуговуючого персоналу, а також експлуатаційних, економічних, технологічним та виробничим вимогам [2]. Ці вимоги являють собою складний комплекс завдань, які повинні бути вирішені в процесі проектування нової машини.

Об'єктом проектування даної курсової роботи є кривошипно-повзуни механізм.

Теорія механізмів і машин це наука, що вивчає будову (структуру), кінематику і динаміку механізмів у зв'язку з їх аналізом і синтезом.

Метою теорії механізмів і машин є аналіз і синтез типових механізмів та їх систем [3].

Задачі теорії механізмів і машин різноманітні, найважливіші з них можна згрупувати за трьома розділами: аналіз механізмів, синтез механізмів і теорія машин-автоматів.

Аналіз механізму полягає в дослідженні кінематичних і динамічних властивостей механізму по заданій його схемі, а синтез механізму - в проектуванні схеми механізму по заданим його властивостям.

З усього викладеного випливає, що теорія механізмів і машин, у сукупності з курсами теоретичної механіки, деталей машин, технології машинобудування, опору матеріалів, є дисципліною безпосередньо займається проблемами викладеними раніше. Дані дисципліни - основоположні у підготовці фахівців, що працюють у сфері машинобудування [1].

При вирішенні задач проектування кінематичних схем механізмів необхідно враховувати структурні, метричні, кінематичні та динамічні умови, що забезпечують відтворення проектованим механізмом заданого закону руху.

Сучасні методи кінематичного і Кінетостатіческій аналізів ув'язані з їх структурою, тобто способом освіти.

Структурний та кінематичний аналізи механізмів мають на меті вивчення теорії будови механізмів, дослідження руху тіл, їх утворюють, з геометричної точки зору, незалежно від сил, що викликають рух цих тіл.

Динамічний аналіз механізмів має своєю метою вивчення методів визначення сил, що діють на тіла, що утворюють механізм, під час руху цих тіл, силами, на них діють, і масами, якими володіють ці тіла.

1. Літературний огляд

При дослідження механізму використовуються методи розрахунку і конструювання сучасних автоматизованих і високопродуктивних машин. Раціонально спроектована машина повинна задовольняти вимогам безпеки обслуговування та створення найкращих умов для обслуговуючого персоналу, а також експлуатаційних, економічних, технологічним та виробничим вимогам. Ці вимоги являють собою складний комплекс завдань, які повинні бути вирішені в процесі проектування нової машини.

Вирішення цих завдань на початковій стадії проектування полягає у виконанні аналізу і синтезу проектованої машини, а також у розробці її кінематичної схеми, що забезпечує з достатнім наближенням відтворення необхідного закону руху.

Для виконання цих завдань необхідно попередньо вивчити основні положення теорії машин і загальні методи кінематичного і динамічного аналізу і синтезу механізмів, а також набути навичок у застосуванні цих методів до дослідження й проектування кінематичних схем механізмів і машин різних типів [3].

Машина - пристрій, що створюється людиною для вивчення і використання законів природи з метою полегшення фізичного та розумового праці, збільшення його продуктивності і полегшення шляхом часткової або повної заміни людини в його трудових і фізіологічних функціях [1].

З точки зору виконуваних машинами функцій машини можна розділити на наступні групи [1]:

а) енергетичні машини (двигуни і генератори);

б) робочі машини (транспортні та технологічні машини);

в) інформаційні машини (математичні та контрольно - керуючі машини);

г) кібернетичні машини.

З розвитком сучасної науки та техніки все ширше використовуються системи машин автоматичної дії. Сукупність машин-автоматів, з'єднаних між собою та призначених для виконання певного технологічного процесу, називається автоматичною лінією. Сучасні розвинені і досконалі машини звичайно представляють собою сукупність багатьох пристроїв, до роботи яких покладені принципи механіки, теплофізики, електротехніки та електроніки.

Механізмом називається штучно створена система тіл, призначена для перетворення руху одного або декількох тіл в необхідні рухи інших тіл. За функціональним призначенням механізми машини звичайно діляться на механізми двигунів і перетворювачів, передавальні механізми; виконавчі механізми; механізми управління, контролю і регулювання; механізми подачі, транспортування, харчування та сортування оброблюваних середовищ та об'єктів; механізми автоматичного рахунку, зважування та пакування готової продукції.

Незважаючи на різницю у функціональному призначенні механізмів окремих видів, в їх будові, кінематиці і динаміці багато спільного. Тому можна при дослідженні механізмів з різними функціональними призначеннями застосовувати загальні методи, які базуються на основних принципах сучасної механіки [1].

Основні види механізмів [1]:

1) стрижневі механізми використовуються для перетворення руху або передачі сили в машинах;

2) у багатьох випадках є необхідність проектувати механізми, до складу яких входять пружні ланки у формі пружин, ресор, пружних балок та ін;

3) зубчасті механізми застосовуються для передачі обертального руху між валами з паралельними або непаралельними осями;

4) кулачкові механізми використовуються для повідомлення періодичного або обмеженого епізодичного руху веденого ланці механізму по задано-

ному або обраному законом;

5) як гнучких ланок, що передають рух від одного твердого тіла в механізмі до іншого, практично використовуються різної форми поперечного перерізу ремені, канати, ланцюги, нитки й ін;

6) фрикційні механізми - механізми, в яких передача руху між дотичними тілами здійснюється за рахунок тертя;

7) механізми руху із зупинками;

8) клинові і гвинтові механізми застосовують в різного виду затискних пристроях або в пристроях, у яких потрібно створити великі зусилля на вихідній стороні при обмежених силах, що діють на вхідній стороні;

9) більш широкі можливості в сенсі відтворення законів руху ведених ланок в порівнянні з чисто важільними, зубчастими або іншими механізмами дають так звані комбіновані механізми, в яких поєднуються важільні, зубчасті, кулачкові та інші механізми в різних комбінаціях;

10) механізми змінної структури застосовують, якщо необхідно: оберегти ланки механізмів від випадкових перевантажень; здійснити необхідні переміщення ведених ланок в залежності від наявності або відсутності корисних навантажень; змінити швидкість або напрямок руху веденого ланки механізму без зупинки двигуна і в багатьох інших випадках;

11) механізми з заданим відносним рухом ланок;

12) гідравлічні механізми - сукупність поступального або обертального механізмів, джерела нагнітаючого робочу рідину, керуючої і регулюючої апаратури;

13) пневматичні механізми - це поршневі або роторні механізми, в яких рух здійснюється за рахунок енергії стисненого повітря, тобто газ у цих механізмах використовується як енергоносій;

Найбільш відповідальним етапом у проектуванні машин є розробка структурної і кінематичної схем машини, які значною мірою визначають конструкцію окремих вузлів і деталей, а також експлуатаційні якості машини [2].

У цій роботі буде розглянуто кривошипно-повзуни механізм.

Кривошипно-повзуни механізм один з найпоширеніших. Він є основним механізмом у всіх поршневих (двигуни внутрішнього згоряння, компресори, насоси, газові розширювальні машини), сільськогосподарських (косарки, жниварки, комбайни) і кувальних машинах і пресах [2].

У кожному варіанті функціонального призначення при проектуванні необхідно враховувати специфічні вимоги до механізму. Проте математичні залежності, що описують структуру, геометрію, кінематику і динаміку механізму, при всіх різних застосуваннях будуть практично однаковими. Головне або основна відмінність ТММ від навчальних дисциплін, які вивчають методи проектування спеціальних машин, в тому, що ТММ основну увагу приділяє вивченню методів синтезу та аналізу, загальних для даного виду механізму, що не залежать від його конкретного функціонального призначення.

Кулісний кривошипно-повзуни механізм являє собою кривошипно-повзуни механізм з нескінченно довгим шатуном, конструктивно перетворився на повзун-камінь. Його напрямна, куліса, складає одне ціле з повзуном, яка вчиняє гармонійне рух. Тому переміщення повзуна пропорційні косинусу кута повороту кривошипа. Цей механізм, званий також кулісним синусних застосовують у невеликих поршневих насосах і компресорах приладах для здійснення гармонічного руху повзуна або визначення величин пропорційних синусу або косинусу кута повороту кривошипа і ін

У залежності від призначення і умов роботи механізми з вищими парами можна розділити на ряд видів, з яких основними є кулачкові, зубчасті, фрикційні, мальтійські та храпові.

Кулачковий механізм являє собою механізм, вища пара якого утворена ланками, званими - кулачок і штовхач. Вони розрізняються формою своїх елементів. Форма елемента штовхача може бути прийнята довільної, а форму елемента кулачка вибирають такий, щоб при заданому елементі штовхача забезпечити необхідний закон руху веденого ланки. Найпростіший кулачковий механізм - триланковий, що складається з кулачка, штовхача та стійки; провідним його ланкою зазвичай буває кулачок.

Зубчастий механізм, тобто механізм, вища пара якого утворена зубчастими ланками, можна вважати окремим випадком кулачкового, так як зубчасте ланка являє собою як би багаторазовий кулачок. Зубчасті механізми служать головним чином для передачі обертального руху між двома будь-якими осями зі зміною кутової швидкості веденого вала [2].

Фрикційним механізмом називається механізм, в якому передача обертального руху між ланками, що утворюють вищу пару, здійснюється внаслідок тертя між ними. Простий фрикційний механізм складається з трьох ланок - двох обертових круглих циліндрів і стійки.

Фрикційні механізми часто використовують у безступінчатих передачах. При постійній кутовий швидкості диска за допомогою переміщення колеса - ковзанки уздовж своєї осі обертання можна плавно змінювати не тільки його кутову швидкість, але і навіть напрям обертання.

Мальтійський механізм перетворює безперервне обертання ведучого ланки - кривошипа з цівкою в переривчасте обертання веденого - "хрести".

Механізм хропіння з ведучою собачкою служить для перетворення зворотно-обертального руху в переривисте обертальний одного напрямку. Провідне коромисло з собачкою поступово повертає храпове колесо. Собачка не дає колесу обертатися у зворотний бік. Вища пара тут утворено собачкою і храповим колесом.

Мальтійські і храпові механізми широко застосовуються у верстатах і приладах [2].

2. Структурний аналіз механізму

Механізм гуркоту (малюнок 1) складається з п'яти ланок: 1 - кривошипа ОА, що здійснює обертальний рух; 2 - повзуна А, що здійснює зворотно-поступальний рух по кулісі; 3 - коромисла АВС, що здійснює гойдає рух навколо шарніра В; 4 - шатуна С D ; 5 - повзуна D, що здійснює зворотно-поступальний рух, а також семи кінематичних пар.

Малюнок 1 - Схема важільного механізму

Визначення ступеня рухливості механізму

Ступінь рухливості механізму визначається за формулою Чебишева:

W = 3 n - 2 P 5 - P 4, (2.1)

Де n - число рухомих ланок для механізму, n = 5;

Р 5 - число кінематичних пар V класу, Р 5 = 7;

Р 4 - число кінематичних пар IV класу, Р 4 = 0.

Підставляючи числові значення, отримаємо:

W = 3.5 - 2.7 - 0 = 1.

Отже, ступінь рухливості механізму, що показує число провідних ланок у досліджуваному механізмі, дорівнює 1. Це означає, що для роботи механізму достатньо одного ведучого ланки.

Розбивка механізму на структурні групи

Відповідно до класифікації І. І. Артоболевського розіб'ємо досліджуваний механізм на структурні групи. Механізм гуркоту (малюнок 1) складається з ведучого ланки 1 і двох структурних груп II класу 2 порядки.

Обидві структурні групи відносяться до третього виду: перша - (ланки 2 і 3), і друга - (ланки 4 і 5). Структурні групи складаються з 2 ланок і 3 кінематичних пар. Формула будови механізму має вигляд:

(2.2)

3. Кінематичний аналіз зубчастої передачі

Привід важільного механізму гуркоту, що складається з планетарного редуктора і зубчастої передачі, зображений на малюнку 2. Планетарний редуктор, що складається з водила і чотирьох коліс з зовнішнім зачепленням, має передавальне число i Н3 = 10. Зубчасті колеса, встановлені після планетарного редуктора, мають наступні числа зубів: z 4 = 12, z 5 = 28.

Малюнок 2 - Привід важільного механізму

Передаточне число зубчастих коліс 4 і 5 визначається за формулою

(3.1)

Загальне передавальне число всього приводу визначається за формулою

(3.2)

Наведемо деякі параметри зубчастої передачі та планетарного редуктора: m I = 3,5 мм; m II = 2,5 мм; міжосьова відстань зубчастих коліс - a w = 72 мм; кутова швидкість привідного валу (валу двигуна) - ω д = 150,00 рад / с. Визначимо кутову швидкість ведучого ланки механізму гуркоту - ω 1 за формулою:

ω 1 = ω д / i 15, (3.3)

ω 1 = 150 / 23,33 = 6,43 рад / с.

4. Кінематичний аналіз важільного механізму

Мета кінематичного аналізу - визначення швидкостей і прискорень характерних точок важільно-ползунного механізму гуркоту.

Побудова планів положень механізму

Параметри досліджуваного механізму (рисунок 1) наведені в таблиці 1.

Таблиця 1 - Параметри механізму

l ОА, м

l C В, м

l СД, м

b, м

Х, м

У S 3, м

ω 1, рад / с

0,30

0,24

1,05

0,09

0,09

0,108

6,43

Масштаб плану механізму визначаємо за формулою

m l = (4.1)

де l ОА - справжня довжина кривошипа ОА, м;

ОА - довжина кривошипа ОА на кресленні, мм.

Підставивши дані, отримаємо

m l =

Порядок побудови плану положень даного механізму:

- Відзначаємо на кресленні положення центрів обертання кривошипа т.про і кулісного механізму т. С;

- Окреслюємо траєкторії руху точок А і О ці деталей;

- Розділимо траєкторію руху кривошипа ОА на 12 рівних частин;

- З отриманих точок А 0, А 1, А 2, ..., А 12 проведемо лінії до т.В;

- З точки У проведемо перпендикуляри, прийнявши кут АВС рівним 90 ◦;

- Визначаємо положення точки С при певних положеннях кривошипа ОА;

- Відкладаємо відрізок C Д в масштабі таким чином, щоб точка Д лежала на прямій ОВС;

- Методом зарубок визначаємо положення точки Д при певних положеннях кривошипа ОА;

- По годинникової стрілки відкладаємо в новому положенні кривошип ОА і повторюємо побудову;

- Позначаємо на кресленні траєкторії крайніх точок ланок і положення центрів мас ланок.

Побудова діаграми переміщень робочого ланки

Для побудови кінематичних діаграм методом графічного диференціювання розглядають 12 положень руху механізму (за кривошипа ОА).

Розглянемо рух вихідної ланки. За початок відліку візьмемо нульове положення (воно ж є останнім). Вісь абсцис розбиваємо на 12 рівних частин. По осі ординат відкладаємо відстані, пройдені точкою Д по прямій (на ланці 5) від крайнього лівого положення до крайнього правого положення, яке відповідає даному моменту часу. За отриманими точкам будуємо діаграму переміщень φ = φ (t) вихідної ланки.

Визначаємо масштаби переміщень від кута повороту і в часі:

(4.2)

(4.3)

де l - відстань на кресленні повного обороту кривошипа ОА, мм;

n - число оборотів в хвилину обертання кривошипа ОА, об / хв, що визначається за формулою

(4.4)

Прийнявши довжину повного обороту на кресленні 180 мм визначимо масштаби

Масштаб переміщень візьмемо кілька дрібніше

m s =

Графічне диференціювання діаграм швидкостей і прискорень вихідної ланки. Вибравши довільно полюсний відстань H v = (40 ​​... 60 мм) = 50мм, обчислимо масштаб діаграми швидкостей m V

(4.5)

Замінюємо криву переміщення сукупністю хорд, вибираємо полюсний відстань і будуємо систему координат. Для цього на графіку швидкостей паралельно хорд будуємо прямі, що проходять через полюс. З точки перетину прямої з віссю S проводимо пряму, паралельну осі t до шуканого положення. Отримані точки послідовно з'єднуємо, отримавши у результаті графік швидкостей вихідної ланки. Аналогічно діаграмі швидкостей, вибравши довільно величину полюсного відстані H А, рівне 40 мм, обчислимо масштаб діаграми прискорень m А

(4.6)

Побудова діаграми прискорень аналогічно побудові діаграми швидкостей.

Побудова планів швидкостей для трьох положень

Для побудови потрібно знати швидкість точки А по обертаючому русі ланки ОА. Визначимо її з формули:

V A 1 = (4.7)

V A 1 =

Для побудови планів швидкостей виберемо положення механізму: перше, сьоме і десяте. Для всіх положень побудова аналогічне, тому опишемо алгоритм побудови. Визначимо характерні точки для побудови: опорні - А1, В6, Д6, С3; і базові - А3, Д4. Складемо векторні рівняння швидкостей цих точок:

(4.8)

(4.9)

Будуємо план швидкостей. Кривошип ОА рухається з постійною швидкістю. З полюса - П плану швидкостей в напрямку обертання кривошипа перпендикулярно ОА відкладаємо вектор швидкості (Па 1), умовно прийнявши його довжину рівною 80 мм. Після чого визначаємо масштаб плану швидкостей:

m V = (4.10)

m V =

У відповідності до системи рівнянь (4.8) робимо відповідні побудови. Для цього через точку а 1 проведемо пряму, паралельну ВА, а з полюса П проведемо пряму перпендикулярну АВ, так як швидкість В6 дорівнює нулю. Таким чином, отримуємо точку а 3. Оскільки точка С належить ланці АВС, то на плані швидкостей її можна знайти, використовую теорему подібності. Визначаємо її місце розташування за співвідношенням довжин важеля АВС і співвідношень довжин швидкостей а 3 в 6 з 3. Потім, використовуємо систему векторних рівнянь (4.9). Знайшовши точку з 3, відкладаємо від неї перпендикуляр до шатуна СД. З полюса проводимо паралельну прямій ВД пряму; оскільки швидкість точки b 6 дорівнює нулю, то тим самим отримаємо точку d 4. Положення векторів швидкостей центрів мас визначимо з теореми подібності. Оскільки центр мас ланки ОА знаходиться в точці О, то на плані швидкостей він буде знаходитися в точці П. Положення центру S 4 на плані швидкостей визначимо на лінії з 3 d 4, посередині відрізка. На відрізку b 6 а 3 знайдемо з пропорції (4.11) положення точки S 3:

(4.11)

Для всіх трьох положень зробимо розрахунки швидкостей з графічного побудови з урахуванням їх перерахунку на натуральну величину, вимірявши довжину відповідних швидкостям векторів і помноживши їх на масштаб плану швидкостей:

V N = (4.12)

Таблиця 2 - Дійсні значення швидкостей характерних точок важільного механізму в трьох положеннях

Положення механізму

Швидкість в точці

Довжина вектора

з плану (р n), мм

m V,

V N = , М / с

1

V А3

77,5

0,0 24

1,86


V С3

59


1,416


V S3

26


0,624


V S4

32


0,768


V Д

13,5


0,324

7

V А3

76


1,824


V С3

59


1,416


V S3

27


0,648


V S4

34


0,816


V Д

21


0,504

10

V А3

80


1,92


V С3

91


2,184


V S3

40


0,96


V S4

46


1,104


V Д

91


2,184

Побудова планів прискорень для трьох положень

Складемо системи векторних рівнянь для прискорень важільного механізму за аналогією з векторними рівняннями швидкостей:

(4.13)

(4.14)

Визначимо нормальне прискорення точки А ланки ОА. Так як ланка обертається з постійною швидкістю, то дотичне прискорення відсутня. Тоді маємо:

(4.15)

Наведемо алгоритм побудови плану аналогів прискорень на прикладі першого положення. Решта побудови проводимо аналогічно.

Побудова плану починаємо з побудови прискорення точки А. Відкладемо його в масштабі від полюса Р, причому напрям вектора від А до О. Визначимо масштаб прискорень, прийнявши довільно на кресленні довжину прискорення а 1 = 80 мм:

m а = (4.16)

m а =

Визначимо кутові швидкості ланок АВС і СД. Їх значення знайдемо за формулою (4.17), а спрямовані паралельно відповідним ланкам від базової точки.

(4.17)

Кутову швидкість знаходимо для кожної ланки з плану швидкостей. Зведемо отримані значення в таблицю 3.

Таблиця 3 - Кутові швидкості ланок і нормальні прискорення

Положення

Швидкість

ланки

Значення, м / с

Нормальне

прискорення

Значення,

м / с 2

Значення в масштабі, мм

1

V ВА

1,86

а n ВА

10,99

70,9


V СД

1,368

а n ДС

1,78

11,5

7

V ВА

1,824

а n ВА

10,56

68,13


V СД

1,368

а n ДС

1,78

11,5

10

V ВА

1,92

а n ВА

17,55

113,2


V СД

0

а n ДС

0

11,5

Побудова ведемо користуючись системою векторних рівнянь. Дотичні прискорення спрямовані перпендикулярно ланкам. Враховуючи все це, побудуємо план прискорень для положень механізму: 1, 7, 10. Крапка з 3 знаходиться за аналогією із планом швидкостей. Коріолісове прискорення знайдемо за формулою:

(4.18)

(4.19)

Отримані значення зведемо в таблицю 4. Відкладається воно по напрямку обертання на 90 о від вектора швидкості. Відносна швидкість має напрямок паралельне руху, відкладаючи вектора по порядку. Знаходимо точку а 3 і d 4.

Таблиця 4 - Розрахунок Коріолісова прискорення

Положення

Швидкість

ланки

Значення, рад / с

Прискорення

Значення,

м / с 2

Значення в масштабі, мм

1

ω АВ

5,9

а кор

6,51

42

7

ω АВ

5,79

а кор

6,4

41,3

10

ω АВ

4,38

а кор

0

0

Порівняльна характеристика

Результати всіх обчислень графічним методом і диференціюванням зведемо в таблицю 5.

Таблиця 5 - Таблиця збіжності

Величина

Швидкості υ Д4, м / с

Прискорення а Д4, м / с 2

Положення

1

7

10

1

7

10

План

0,28

0,5

2,05

5,89

8,6

3,6

Діаграма

0,27

0,5

1,98

5,9

8,5

3,7

Розбіжність,%

2,1

0

2,3

1,2

2,3

2,6

Розбіжності значень швидкостей і прискорень знаходимо за формулами:

(4.20)

(4.21)

де - Значення прискорення з плану, м / с 2;

- Значення прискорення з діаграми, м / с 2;

V Д4 - значення швидкості з плану, м / с;

V пп Д4 - значення швидкості з діаграми, м / с.

5. Кінетостатіческій аналіз механізму

Метою Кінетостатіческій аналізу є знаходження сил інерції і визначення реакцій в кінематичних парах.

З першого аркуша креслень перенесемо план механізму в першому положенні, а також перенесемо план прискорень цього положення і перекинутий на 90 0 проти годинникової стрілки план швидкостей.

Визначення ваги ланок механізму

Вага ланок визначаємо за формулою

G i = m i ∙ g, (5.1)

де g - прискорення вільного падіння, g = 9,81 м / с 2.

Отримані значення зводимо в таблицю 6.

Таблиця 6 - Вага і маса ланок

Параметр

Ланка


1

2

3

4

5

Маса, кг

0

0

10

15

200

Вага, Н

0

0

98,1

147,15

1962

Визначення моментів сил інерції та сил інерції ланок

Знайдемо силу інерції кожної ланки окремо.

Сила Ф І спрямована протилежно повного прискоренню точки S і може бути визначена за формулою

(5.2)

де m - маса ланки, кг;

а S - прискорення центра мас ланки, м / с 2.

Підставляючи числові величини, отримаємо Ф 1 = Ф 2 = 0,

Момент інерції М І пари сил інерції спрямований протилежно кутовому прискоренню e ланки і може бути визначений за формулою

(5.3)

де - Момент інерції ланки щодо осі, що проходить через центр мас S і перпендикулярної до площини руху ланки, кг ∙ м 2,

Визначимо кутові прискорення за формулою

(5.4)

Підставляючи числові значення у формули (5.3-5.4) отримаємо значення, які занесемо в таблицю 6.

Таблиця 6 - Моменти сил інерції і сили інерції ланок

Величини

Ланка


1

2

3

4

5

, М / с 2

0

0

4,185

7,285

5,9675

, Рад / с 2

0

0

9,44

4,13

0

, Кг ∙ м 2

0,52

0

1,6

3,5

0

, Н

0

0

41,85

109,275

1193,5

, Н × м

0

0

15,1

14,45

0

Визначення точок прикладання сил

Розглянемо групи асура окремо кожну для знаходження реакцій. Розрахунок будемо вести з останньою. Для обертальних пар реакції розкладають на дві - паралельну і перпендикулярну. Силу корисного опору направимо проти сил інерції.

Визначення реакцій в кінематичній парі

Розрахунок починаємо з останньої структурної групи. Викреслює групу ланок 4 і 5, на цю групу переносимо всі зовнішні навантаження і реакції. Вважаємо дану групу, що знаходиться в рівновазі, і складаємо рівняння рівноваги

(5.5)

Величина розкладається на дві складові: нормальну і тангенціальну.

(5.6)

Величину знаходимо з умови рівноваги щодо точки Д для четвертого ланки.

(5.7)

де , H 1, - Плечі сил до точки Д, що визначаються за кресленням м.

Тоді

(5.8)

Будуємо план сил, звідки визначаємо величини , . Отримаємо наступні значення з урахуванням масштабу сил m F = 10 Н / мм:

Враховуючи, що повзун також можна розглянути окремо отримуємо що сила прикладена в т.д, тому що відстань b = 0. Визначаємо напрямки.

Аналогічно складаємо рівняння рівноваги для другої групи Асура.

(5.9)

де

Реакцію повзуна 2 на коромисло не шукаємо, тому що вона не настільки важлива.

Будуємо силовий многокутник, звідки визначаємо невідомі реакції . Отримуємо наступні значення з урахуванням масштабу сил:

Визначення врівноважує сили

Викреслює ведуча ланка і наносимо діючі навантаження. Щоб система перебувала в рівновазі, вводимо врівноважуючу силу, яка прикладена в точці А перпендикулярно ланці A О. За схемою видно, що урівноважує сила дорівнює реакції

Визначення врівноважує сили за методом Жуковського

Повертаємо план швидкостей механізму на 90 ° і прикладаємо до нього діють сили і сили інерції. Потім складаємо рівняння рівноваги, розглядаючи план швидкостей як тверде тіло, про Південний полюс.

Підставляючи числові значення отримаємо

Визначаємо похибка розрахунку врівноважує сили за методом плану сил і методу Жуковського за формулою

(5.11)

Підставляючи числові значення, одержимо

Висновок

У цій роботі був проведений аналіз кривошипно-ползунного механізму.

У літературному огляді ознайомилися з принципами роботи різних механізмів. У результаті проведеного аналізу були виконані наступні види досліджень: структурний, кінематичне, Кінетостатіческій і синтез зубчатого зачеплення.

У ході виконання структурного аналізу визнач будова і ступінь рухливості механізму.

У кінематичному аналізі визначили швидкості та прискорення за допомогою двох методів: методом планів і методом графічного диференціювання. Швидкості та прискорення точки Д для першого положення вийшли рівними 0,28 м / с, 0,27 м / с і 5,89 м / с 2, 5,9 м / с 2 відповідно, похибки - 2,1% і 1, 2%. Для сьомого положення швидкості і прискорення рівні 0,5 м / с, 0,5 м / с і 8,6 м / с 2, 8,5 м / с 2, похибки склали 0% і 2,3%. Для десятого положення швидкості і прискорення вийшли рівними 2,05 м / с, 1,98 м / с і 3,6 м / с 2, 3,7 м / с 2, похибки рівні 2,3% і 2,6%. Можна стверджувати, що розрахунки були виконані вірно, тому що похибка для швидкостей не перевищує 5%, а для прискорень менше 10%.

У Кінетостатіческій аналізі проведено силовий розрахунок двома методами. Використовували метод планів сил і метод Жуковського. За методом планів сил F УР вийшла рівною 910 Н, а за методом Жуковського - 906 Н, похибка склала 2,3%, що не перевищує допустимих норм. Можна зробити висновок, що метод планів сил є більш трудомістким у порівнянні з методом Жуковського.

Список використаних джерел

1 Артоболевський І.І. Теорія механізмів і машин: Навчальний посібник .- 4-е вид., Доп. перераб.-М.: Наука, 1988.-640 с.

2 Кореняко А.С. Курсове проектування з теорії механізмів і машин:-5-е вид., Перероб .- Київ: Вища школа, 1970 .- 332 с.

3 Кожевников С.М. Теорія механізмів і машин: Навчальний посібник .- 4-е вид., Ісправленное.-М.: Машинобудування, 1973.-592 с.

4 Марченко С.І. Теорія механізмів і машин: Конспект лекцій. - Ростов н \ Д: Фенікс, 2003. - 256 с.

5 Кульбачний О.І.. Теорія механізмів і машин проектування: Навчальний посібник.-М.: Вища школа, 1970.-228

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
115кб. | скачати


Схожі роботи:
Проектування та дослідження механізму хитного конвеєра
Проектування та дослідження механізму двигуна внутрішнього згоряння
Проектування гвинтового механізму
Проектування підйомного механізму
Проектування зубчастого механізму
Проектування механізму повороту торкретфурми
Проектування механізму повороту і відліку аттенюатора
Проектування програмного механізму чотириступінчастому редуктора
Проектування механізму підйому вантажу мостового крана
© Усі права захищені
написати до нас