Розрахунок механіки функціонування важільного механізму

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

скачати

Міністерство освіти і науки України

Харківський національний університет радіоелектроніки

Кафедра ІКГ

Курсова робота

Пояснювальна записка

Тема роботи: "Розрахунок механіки функціонування важільного механізму"

Харків 2010

ВСТУП

Розвиток машинобудування на сучасному етапі характеризується широким впровадженням передових технологій, технічним переозброєнням і реконструкцією діючого виробництва на основі комплексної механізації та автоматизації із застосуванням автоматичних маніпуляторів (промислових роботів), вбудованих систем автоматичного керування з використанням мікропроцесорів і ЕОМ.

Послідовний розвиток науково-технічної революції нерозривно пов'язане з безперервним вдосконаленням машинобудування - основи технічного переозброєння всіх галузей народного господарства. Інженерна технічна діяльність на основі наукової думки розширює і оновлює номенклатуру конструкційних матеріалів, впроваджує ефективні методи підвищення їх міцнісних властивостей.

При впровадженні в промисловість нових машин широко застосовується модульний принцип устаткування, тобто наприклад, верстат або кілька верстатів і маніпулятор. На базі цього принципу створюються і вступають в дію не окремі машини, а їх системи - автоматичні лінії, цехи, заводи, що забезпечують закінчений технологічний процес виробництва конкретного виробу. Все це, разом узяте, дозволяє при зниженні витрат матеріалів на виготовлення і загальної вартості підвищити потужність, якість, продуктивність і економічність споживання енергії.

Для виготовлення деталей машин, приладів, елементів конструкцій, обладнання потрібні металеві матеріали з різними властивостями: тверді, м'які, здатні працювати при підвищених або знижених температурах, що володіють опором окислення в агресивних середовищах, магнітні, немагнітні та інші. Тому сучасний інженер при проектуванні будь-якого механізму або пристрою повинен враховувати як особливості побудови механізму, так і властивості матеріалів з ​​яких він буде виготовлений.

Розрахунки деталей машин базуються на знанні основ опору матеріалів - науки про міцність і жорсткості механічних конструкцій і методи розрахунку. Непомильність ж всіх дій у сучасній технічній практиці визначається знанням основних положень теоретичної механіки, в якій вивчаються закони руху механічних систем і загальні властивості цих рухів.

ЗМІСТ

Вступ

1. Динамічний аналіз механізму

1.1 Структурний аналіз механізму

1.2 Кінематичний аналіз механізму

1.3 Кінетостатіческій аналіз механізму

2. Проектний розрахунок механізму на міцність

2.1 Знаходження реакцій в опорах

2.2 Побудова епюр

2.3 Підбір перерізів

Висновки

ВИХІДНІ ДАНІ

Таблиця 1.1.1 Вихідні дані

Параметри

Значення

1

Частота обертання n, об / хв

360

2

L AB, мм

26

3

L BC, мм

80

4

L ED, мм

95

5

L BE, мм

40

6

Ценіри тяжкості S 1, S 2, S 3, S 4 S 5 розміщені посередині відповідних ланок.

7

Маса повзуна D кг

1. 5

8

Маса повзуна З кг

2.5

9

Момент інерції ланки

J = ml 2 / 12

10

Найбільша сила опори P, H

20

11

Маса звеьев m = ql, q = 0.1 кг / м

Для всіх варіантів

  1. Динамічний аналіз механізму

    1. Структурний аналіз механізму

Більшість сучасних механізмів в різній апаратурі широко використовують схеми кривошипно-шатунних механізмів або шарнірних трехзвенніков. Правильно виготовлені схеми кривошипно-шатунних механізмів значною мірою удосконалять механізм у якому вони застосовуються. Схеми кривошипно-шатунних механізмів застосовують в машинобудуванні в дуже великих кількостях. Будь-яке удосконалення механізму повинно грунтуватися на тому, що це вдосконалення принесе великий економічний ефект, знизить вартість виробництва, скоротить витрати людських ресурсів.

Найбільш важливими властивостями будь-якого механізму є: міцність, надійність і довговічність. Недотримання цих властивостей, може призвести до виходу з ладу всього механізму або його окремих елементів і в результаті, призвести до порушення нормальної роботи пристрою в якому воно задіяно.

Провідне ланка механізму обертається проти годинникової стрілки з заданою частотою обертання.

Ланки механізму з'єднані кінематичними парами:

1-2 - кінематична пара 5 класу, що обертається;

2-3 - кінематична пара 5 класу, що обертається;

2-4 - кінематична пара 5 класу, поступальна;

3-5 - кінематична пара 5 класу, поступальна.

1.2 Кінематичний аналіз механізму

Визначення координат точок ланок механізму при його дванадцяти положеннях

Схема механізму в дванадцяти положеннях наведена в листі 1 графічної частини. Виходячи зі схеми механізму знаходимо координати всіх точок ланок механізму. Висловимо координати всіх точок механізму в функції кута φ.

Координати точки В будуть визначатися за такими формулами:

X В = A У cos φ; Y В = АВ sin φ.

Координати точки С будуть визначатися за такими формулами:

X З = + X У Y С = 0

Координати точки E будуть визначатися за такими формулами:

X E = X В + ( ) / 2 Y E = (ВС / 2) sin

sin = (АВ / ВС) sin φ

Координати точки D будуть визначатися за такими формулами:

X D = 0 Y D = + Y E

За цим формулам визначаємо координати кожної точки механізму для дванадцяти положень (при зміні кута φ від 0 до 360 0) і заносимо отримані дані в таблицю 1, де порівнюємо їх з координатами точок отриманих графічним способом (координати певні графічним способом вже занесені в таблицю 1) .

Визначення траєкторій точок ланок механізму

При розгляді руху механізму при зміні кута φ від 0 до 360 0, можна зробити висновок, що траєкторіями руху точки B є коло радіусом рівним AB. Точка E рухається по елепсоідной траєкторії. Точки С і D здійснюють коливальний рух.

Побудова планів швидкостей

Побудова планів швидкостей починаємо з визначення швидкості точки В. Кривошип АВ обертається навколо нерухомої осі, тому лінійна швидкість будь-якої точки чисельно дорівнює добутку кутовий швидкості ланки на відстань від цієї точки до осі обертання:

V B = АВ * ω = АВ * n * π / 30 = 360 * 3.14 * 26 * 10 -3 / 30 = 979.68 * 10 -3 м / c

Направлена ​​лінійна швидкість точки В по дотичній до траєкторії або перпендикулярно АВ у бік обертання. Вибравши відрізок (у мм) P VA, зображає швидкість точки В, порахуємо масштабний коефіцієнт плану швидкостей

μ V = V В / P V В = 979.68 * 10 - 3 / 196 = 5 * 10 -3 м / с / мм

Величину P VA вибираємо довільно, але так, щоб μ V вийшло числом, зручним для рахунку.

Визначимо швидкість точки С. Ланка НД здійснює поступальний плоский рух. Швидкість будь-якої точки плоско рухається ланки дорівнює геометричній сумі швидкості полюса і швидкості руху навколо полюса. Прийнявши за полюс точку В, швидкість якої вже відома, отримаємо

_ _ _

V С = V СВ + V В (1,1,3)

Так як вектор V СВ перпендикулярний ЗС, то, виконавши побудова плану швидкостей, отримуємо

V З B = μ V * P VCB = 5 * 10 -3 * 104 = 520 * 10 -3 м / с

P VC = 138 мм, тоді V С = μ V * P V С = 5 * 10 -3 * 138 = 169 * 10 -3 м / с

Швидкість точки Е визначимо аналогічно швидкості точки С:

V Е = V E В + V У

Швидкість V Е спрямована по тій же лінії дії, що і швидкість V С.

V Е = P V Е * μ V = 5 * 10 -3 * 162 = 810 * 10 -3 м / с

Знаходимо швидкість точки D:

V DE = μ V * P VDE = 5 * 10 -3 * 160 = 800 * 10 -3 м / с

V D = V DE + V E,

з плану швидкостей P VD = 92 мм, значить

V D = P VD * μ V = 5 * 10 -3 * 92 = 460 * 10 -3 м / с

Знаходимо швидкості центрів мас:

V S 1 = P S 1 * μ V = 5 * 10 -3 * 98 = 490 * 10 -3 м / с

V S 2 = P S 2 * μ V = 5 * 10 -3 * 162 = 810 * 10 -3 м / с (1,1,5)

V S 3 = P S 3 * μ V = 5 * 10 -3 * 106 = 530 * 10 -3 м / с

V S 4 = P S 4 * μ V = 5 * 10 -3 * 50 = 250 * 10 -3 м / с

V S 5 = P S 5 * μ V = 5 * 10 -3 * 68 = 340 * 10 -3 м / с

Таблиця 1.1. Розраховані значення швидкостей


V B, м / с


V C, м / с


V D, м / с


V E, м / с


V BA, м / с


V CB, м / с


V DE м / с


V S1, м / с


V S2, м / с


V S3, м / с


V S4, м / с


V S5, м / с

980 * 10 -3

169 * 10 -3

460 * 10 -3

810 * 10 -3

980 * 10 -3

520 * 10 -3

800 * 10 -3

490 * 10 -3

490 * 10 -3

530 * 10 -3

250 * 10 -3

340 * 10 -3

Аналогічним чином визначаються швидкості точок механізму для інших значень кута φ. Результати обчислень заносимо в таблицю 1.1.

За допомогою плану швидкостей визначаємо кутову швидкість ланок:

Результати обчислень заносимо в таблицю 1.2

Таблиця 1.2 Розраховані значення кутових швидкостей

,

,

,





0.038

0.0065

0.0084

Побудова планів прискорень

Побудова плану прискорень починаємо з визначення прискорення точки B. Кривошип AB робить обертовий рух, тому

a B = a B n + a B τ

a B n = AB * ω 2 (1,1,7)

a B τ = ε 1 * AB

У нашому випадку кривошип обертається рівномірно ε 1 = 0 і a B τ = 0.

Отже, модуль прискорення точки B

a B = a B n = AB * ω 2 = 37.68 2 * 26 = 36.9 м / с 2

Вектор нормального прискорення направлений по радіусу до осі обертання, тобто від B до A. Вибравши відрізок Р о B (в мм), що зображає прискорення точки B, підраховуємо масштабний коефіцієнт плану прискорень (в м / с 2 мм)

μ а = а B / P aB = 36.9/180 * 3.14 = 0.065 м / с 2 / мм

Відрізок P aB вибираємо довільно, але так, щоб μ а вийшло числом, зручним для рахунку.

Визначимо прискорення точки С. Ланка У C здійснює плоский рух. Тому прискорення будь-якої точки цієї ланки може бути представлено як геометрична сума прискорення полюса і прискорення в русі щодо полюса. Прийнявши за полюс точку B, прискорення якої вже відомо, маємо

a C = a B + a CB τ + a CB n

a CB n = V З B 2 / ВС = 0.2704/0.08 = 3.38м / с 2

Побудувавши план прискорень маємо:

a CB τ = 8.775 м / с 2 і a С = 6.5 м / с 2

Аналогічно знаходимо прискорення точки Е і D:

a Е = 8.255 м / с 2

a D = a E + a DE τ + a DE n

a DE τ = 5 м / с 2

a DE n = V DE 2 / DE = 906.21 * 10 -3 / 115 * 10 -3 = 5.6 м / с 2

a D = 9.42 м / с 2

За наведеними вище формулами, побудувавши план прискорень, виробляємо розрахунок прискорень точок ланок механізму в залежності від значення кута φ. Результати вимірювань і обчислень заносимо в таблицю 1.3.

T Абліцов a 1.3

a b, м / с 2

, М / с 2

, М / с 2

a c, м / с 2

, М / с 2

, М / с 2

, М / с 2

a d, м / с 2

a e, м / с 2






36.9

0

36.9

6.5

3.38

6.5

5.6

5

9. 42

8.255


За допомогою плану швидкостей визначаємо кутове прискорення ланок. Результати обчислень заносимо в таблицю 3.1

,

,

,



1.42

0.05

0.08

;

;

Таблиця 1.4 Розраховані значення кутових прискорень

a S 1,

м / с 2

a S 2,

м / с 2

a S 3,

м / с 2

a S 4,

м / с 2

a S 5,

м / с 2

5.85

8.255

7.8

4.68

3.25

    1. Кінетостатіческій 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.

,

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

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

де - Момент інерції ланки,

- Кутове прискорення ланки.

Розрахунок сил і головних моментів інерції ланок механізму

,

Сили і головні моменти інерції наведені в таблиці 1.4.

Таблиця 1.4. Розраховані значення сил і моментів інерції ланок механізму

15

66

74

7.02

8.125

0.19

0.57

Визначення реакцій в кінематичних парах

Силовий аналіз механізму починаємо з групи асирійця 3-4. Зв'язки в шарнірах замінюються реакціями .

Реакція в шарнірі Е невідома ні за модулем, ні за спрямуванням, тому потрібно розкласти її на складові: у напрямку осі і перпендикулярно їй ; В шарнірі D реакція невідома по модулю і спрямована по вертикалі. Позначимо в точці силу інерції і аналогічно силу інерції в точці D. Позначимо також вагу ланки D Е і вага повзуна .

Сума моментів відносно точки D дорівнює нулю:

де , - Плечі відповідних сили і ваги

Знаходимо :

Складаємо векторне рівняння:

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

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

У результаті обчислюємо і

Розрахунок групи асирійця 3-4.

Зв'язки в шарнірах замінюються реакціями .

Реакція в шарнірі У невідома ні за модулем, ні за спрямуванням, тому потрібно розкласти її на складові: у напрямку осі і перпендикулярно їй ; В шарнірі С реакція невідома по модулю і спрямована по вертикалі. Позначимо в точці силу інерції і аналогічно силу інерції в точці С. Позначимо також вагу ланки ВС і вага повзуна .

Сума моментів відносно точки С дорівнює нулю:

де , - Плечі відповідних сили і ваги

Знаходимо :

Складаємо векторне рівняння:

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

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

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

На кривошип ОА діє шатун силою . Вважається, що сила прикладена перпендикулярно ланці ОА. У цьому випадку рівняння моментів усіх сил, пріженних до кривошипа відносно точки О, має вигляд:

(1.3.13)

(1.3.14)

Векторне рівняння рівноваги провідної ланки:

)

Знайдені при силовому аналізі механізму величини представлені у таблиці 1.5.

Таблиця 1.5. Силовий аналіз механізму

Сили ваги ланок, Н

Сили інерції ланок, Н

Реакції зв'язку в шарнірах, Н

Моменти інерції, Н · м

G 1

0,026

F i1

15

10.4

0.19

G 2

0,078

F i2

66

35.4

0.57

G 3

0,093

F i3

74

R 05

24.4

0,005

G 4

14,7

F i4

7.02

R 0 4

7.6



G 5

24,5

F i5

8.125







F ур

0,197





  1. 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 - 4 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

5.8

14.2

0.024

0.09

1.4

6.78

1.3

7.3

1.36

35.6

43.5

52

20.6

19.3

2.1 Побудова епюр E n, N z, H * M

Навантаженість ланки дозволяє виділити дві ділянки: B S 3 та S 3 С. 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)

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 = 1.13Нмм

N Z max = 16.4 H

2.2 Підбір перерізів

Суміщені деформації згинання і розтягування є причиною виникнення в матеріалі нормальної напруги, яке визначається алгебраїчною сумою напруг від згинання і розтягування:

σ max = σ 1 + σ 2 = N Z max / F + M max / W Z (2.7)

де F - площа перерізу;

W Z - момент інерції перерізу відносно осі Z.

Ця напруга σ max, згідно з умовами міцності, має бути не більше допустимого │ σ │ = 1 6 0 МПа:

.

σ max = N Z max / F + M max / W Z ≤ │ σ │ (2.8)

Це рівняння дає можливість знайти геометричні розміри небезпечного розрізу через підбір параметрів F і W Z.

Будемо розраховувати для прямокутного перерізу. Тоді

h = 2 b; F = hb = 2 b 2; W Z = 4 b 3 / 6; (2.9)

b = u + v, (2.10)

де

де b = 0,054 мм; h = 2 * 0,027 = 0,054 мм.

F = 2 b 2 = 2 * (0,054) 2 = 0,006 мм 2

W Z = 4 b 3 / 6 = 4 * (0,054) 3 / 6 = 0,0001 мм 3

Для круглого перерізу використовуємо відносини:

; ; (2.11)

У результаті підстановок і перетворень отримали:

D = u 1 + v 1, (2.12)

де

не треба D = ν 1 + u 1 = 0,004;

F = πD 2 / 4 = 3.14 * (0,004) 2 / 4 = 0,00001

W = πD 3 / 32 = 3.14 * (0,004) 3 / 32 = 0,0025 * 10 -8

Для перетину у вигляді двутавра параметри знаходимо підбором, підставляючи у вираз (2.13) значення W X. Приймаючи [σ] = 160 МПа, вибираємо двутавр з параметрами Н = 15 мм, В = 7 мм, S = 1.5мм, S 1 = 1.5 мм, ГОСТ 13621-74, виготовлений з конструкційної сталі марки (ГОСТ 380-71).

(2.13)

W Z = 1.13/160 * 10 6 = 0, 007

ВИСНОВКИ

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

Розрахунок на міцність ланок механізму показав, що найбільш придатним матеріалом, з якого слід виготовляти елементи механізму, є конструкційна сталь марки (ГОСТ 380-71). Геометричні розміри ланок механізму для прямокутного перерізу - 5.4 мм і 5.4 мм, для круглого - діаметр 4 мм, крім того підібраний профіль Ст-45х 430001 × НД . Найбільш придатною формою перерізу, виходячи із заданих довжин і мас ланок, є квадрат.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1 Стьопін П.А. Опір матеріалів. Вид. 5-е, перероб. і доп. Підручник для студентів машинобудівних вузів. М., «Вища школа», 1973.

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.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
105.4кб. | скачати


Схожі роботи:
Розрахунок важільного механізму
Силовий розрахунок важільного механізму
Синтез і аналіз важільного механізму
Аналіз навантаженості важільного механізму
Аналіз навантаженості плоского важільного механізму
Динамічний синтез і аналіз важільного механізму
Аналіз роботи плоского важільного механізму
Кінематичний і силовий аналіз важільного механізму
Функціонування кредитного механізму
© Усі права захищені
написати до нас