Ім'я файлу: Теорія механізмів і машин.docx
Розширення: docx
Розмір: 482кб.
Дата: 16.12.2021
скачати
Пов'язані файли:
Doc1.doc
Правознавство.doc
складання машин.docx
Теоретична механіка.docx
Теорія різання 1.docx

МIНIСТЕРСТВО ОСВIТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Національний технічний університет

“Харківський політехнічний інститут”

Кафедра «Теорія і системи автоматизованого проектування механізмів і машин»

Контрольна робота

2 курсу

«Теорія механізмів і машин».

Група МІТ-219за

Студентка: Козка А.Л.

Викладач: Зарубина А.

Харків – 2021

ЗАДАЧА 1

Определение передаточного отношения зубчатой передачи. .Построим кинематическую схему зубчатой передачи Исходные данные: nд =1450 об/мин, z1 = 20, z2 =150, z2′ = 30, z3 = 40, z3′ = 28, z4 = 36,

z4′ = 24, z5 = 60.





    1. Выделим в зубчатой передаче рядовой зубчатый механизм

z1 − z2 − z2′ − z3и планетарный механизм z3′ − z4 − z4′ − z5 − H .

1.2. Определим передаточное отношение ip1 ротора электродвигателя к кривошипу 1 как произведение передаточных отношений последовательно соединенных зубчатых механизмов:

ip1 = i13 ⋅i3′H ,

где i13 – передаточное отношение рядового зубчатого механизма, определяемое по формуле



Передаточное отношение i3′H планетарного механизма определяем, используя формулу Виллиса

,

где ω3′ , ω5 , ωH – угловые скорости звеньев; – передаточное отношение рядовой зубчатой передачи, состоящей из зубчатых колес 3', 4, 4', 5.

Для этой передачи

= -

Так как ω5 = 0, то из формулы Виллиса получим

,

откуда





    1. Определим угловую скорость (ω1) и угловое ускорение(ε1) кривошипа 1 рычажного механизма:



где

;



Так как ip1 = const и ε1 = 0, то ε p = 0.

ЗАДАЧА 2


Структурный анализ рычажного механизма.

2.1. Построим кинематическую схему рычажного механизма.



2.2. По заданной кинематической схеме механизма определим:

1)число подвижных звеньев n = 5;

2)количество кинематических пар 5-го класса p5 = 7 (0–1; 1–2; 3–0; 3–4; 4–5 – вращательные;

2–3; 5–0 – поступательные);

число кинематических пар 4-го класса p4 = 0;

число степеней подвижности по формуле Чебышева:

W = 3n − 2p5 − p4 = 3⋅5− 2⋅7 =1.

2.3. Построим структурную схему механизма (рис. Б2).



Выделим группы Ассура



группа Ассура 2–3, первая в порядке наслоения,
1-й класс по Баранову, второй порядок;



группа Ассура 4–5, вторая в порядке наслоения, 1-й класс по Баранову, второй порядок.

ЗАДАЧА 3


Кинематический анализ рычажного механизма графоаналитическим методом.

3.1. Построим кинематическую схему.

Вычертим на листе формата А3 кинематическую схему рычажного механизма при заданном положении кривошипа ϕ1 = 40°, выбрав масштаб длин (рис. Б4)

,

где lO1A= 0,06 м – истинная длина кривошипа; (O1A)= 50 мм – чертежная длина кривошипа.



Остальные чертежные размеры:

=



3.2. Определим скорости.

Для построения плана скоростей запишем векторные уравнения для выделенных групп Ассура, начиная с группы Ассура, первой в порядке наслоения, т.е. группы 2–3.
Группа Ассура 2–3

Точки присоединения этой группы к исходной кинематической цепи – A2(A1) и O2; точка, для которой определяется скорость – A3 :

{
A3 = A2 + 3-2

A3 = O2 + A3O2

где 3-2 AO2 , A3O2 ⊥AO2 , A2⊥AO1 , O2 = 0 ,

A2 = = 3,62

Группа Ассура 4–5

Точки присоединения этой группы к исходной кинематической цепи – В, С0; точка, для которой определяется скорость – С5 (С4).

{
С4 = B + C4B

C5 = C0 + 5-0

Где C4B ⊥CB , 5-0 , C0 = 0 , B определяется по теореме о подобии.

Определим масштаб плана скоростей:

µV = µl ⋅ω1 = 0,0012⋅3,62 = 0,0044 ,

Строим план скоростей с полюсом в точке p.

Воспользуемся теоремой о подобии для нахождения скорости центра масс S3, который делит отрезок (O2B) пополам. Для этого на плане скоростей наносим точку S3, которая делит отрезок (pb) пополам.

С помощью плана скоростей найдем: VS3 = (pS3)µV = 27⋅0,044 = 0,12

VC5 = (pC5)µV = 60⋅0,044 = 0,26

где (pS3), (pC5) – отрезки на плане скоростей, мм.

Определим угловые скорости звеньев и покажем их направления на кинематической схеме. Имеем

= ;

; ;

= ;

где ωi (i = 2,3,4,5) – угловая скорость звена i.

Для определения направления угловых скоростей мысленно прикладываем к точке A на кинематической схеме скорость и к точке C скорость

. Направление угловых скоростей соответствует направлению момента,

который создает вектор VA3O2 вокруг точки O2 и вектор C4B вокруг точки B.

3.3. Определим ускорения.

Запишем векторные уравнения для групп Ассура в той же последовательности, как и для скоростей.

Группа 2–3

A3= A2 + + ,

A3= O2 + + .

Группа 4–5

C4= B + + ,

C5= C0 + + .

Определим масштаб плана ускорений:

.

Строим план ускорений с полюсом в точке π.



Ускорение A2 = A1 направлено от точки А к точке O1, ус корение aA3O2 направлено от точки А к точке O2 , ускорение C4B направлено от точки С к точке В, тангенциальные ускорения перпендикулярны соответствующим нормальным ускорениям, 5−0 .

Для построения плана ускорений группы 4–5 предварительно по теореме о подобии находим (πb).

Найдем ускорение центра масс S3, воспользовавшись теоремой о подобии.


Вектор

Модуль вектора

Длина отрезка на плане ускорений, мм



= 0,78

= = 50



2

= = = = 20





= = = = 14





= = = = 21

С помощью плана ускорений находим:

aS3 = (πS3)⋅µa =10⋅0,016 = 0,16 ;

aС4,5 = (πс4,5)⋅µa = 40⋅0,016 = 0,64 ,

где (πS3), (πс4,5 ) – отрезки на плане ускорений, мм.

Определим угловые ускорения звеньев.

; ;

;

где εi (i = 2,3,4,5) – угловое ускорение звена i.

Направление угловых ускорений звеньев 3 и 4 определяем так же, как и

направления ω3и ω4 . Только вместо скоростей A3O2 и C4B берем векторы

и .

ЗАДАЧА 4

Силовой расчет рычажного механизма без учета сил трения.

Исходные данные: кинематический анализ рычажного механизма, выполненный в задаче 3.

Массы звеньев: m1 = m2 = m4 = 0; m3 = 35 кг; m5 = 50 кг.

Моменты инерции звеньев: IS3 = 0,9 кг ⋅м2 ; IS4 = IO1 = 0.

Сила полезного сопротивления: Pпс =1500 Н.

Кривошип связан с выходным звеном зубчатой передачи посредством муфты.

4.1. Определим внешние силы, силы и моменты сил инерции:

• силы тяжести:

G1 = G2 = G4 = 0;

G3 = m3g = 35⋅9,8 = 343 Н;

G5 = m5g = 50⋅9,8 = 490 Н,

где g = 9.8 м/с;

• силы инерции и моменты сил инерции звеньев:

Pи1 = Pи2 = Pи4 = 0; Ми1 = Ми2 = Ми4 = 0;

Pи3 = = 35 ;

= = 0,9 0,81= 0,73 НМ

= = 50 0,64 = 32 H.

Указанные силы инерции приложены в центрах масс соответствующих звеньев и направлены противоположно ускорениям этих центров масс. Момент Mи3 направлен противоположно ε3 .

Определим 2 % от наибольшей силы: 0,02⋅1500 = 30 Н. Силами, которые меньше 30 Н, пренебрегаем. Эта сила Pи3.

Силы и момент Mи3 прикладываем в соответствующих местах на ки-

нематической схеме механизма.

4.2. Проведем силовой расчет по группам Ассура, начиная с группы Ассура, последней в порядке наслоения, т. е. группы 4–5.

На чертеже построена группа 4–5, на которой показаны силы, учитываемые в расчете.

Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями: в шарнире В – реакцией 43, в поступательной паре 5–0 – реакцией 50. Эти реакции внеш-

ние (для группы, между 4 и 5 звеном), реакция 45 = − 54 – внутренняя.

Реакция во вращательной паре 43 проходит через ось шарнира В, разложим ее на две составляющие: 1) направлена по звену 4; 2) .

Реакция 50 в поступательной паре направлена перпендикулярно направляющей ββ.

Определим внешние реакции группы 4–5:

  1. Определим из условия равновесия звена 4 в виде суммы моментов относительно точки С всех сил, приложенных к звену 4:

= 0 ; = 0 .

Отсюда = 0.

2) Определим и из условия равновесия группы 4–5 в виде

= 0 :

= 0 , = 0 .

Строим план сил в масштабе µp = 20 .

Из плана сил находим: =110⋅20 = 2200 H = R43 ;

R50 = 50⋅20 =1000 Н.

Как видно из плана сил, направление противоположно направлению, предварительно показанному на чертеже. Изменим направление на истинное.

3) Определим плечо приложения реакции из условия равновесия звена 5 в виде = 0; R50 ⋅ x50 = 0, откуда x5−0 = 0.

Реакция проходит через шарнир С.

Определим внутрение реакции группы 4–5

1) Запишем условие равновесия звена 4 в виде =0; + = 0;

R45 = = 2200 Н. На плане сил изображена пунктиром.

2) Находим: = + = ; R43 = 2200 Н.

Переходим к определению реакций в группе Ассура 2–3. Изобразим

группу Ассура 2–3 на чертеже, приложим все силы и моменты, учитываемые

в расчете. В шарнире В приложим уже известную реакцию = − . Действие отброшенных звеньев заменим реакциями: в шарнире А – реакцией , в шарнире O2 – реакцией . Это внешние реакции. В поступательной

паре 3–2 внутренняя реакция = − направлена перпендикулярно αα.

Реакцию в шарнире А разложим на две составляющие: 1) направлена по αα; 2) ⊥ . Направление и величина реакции заранее не известны.

Определим внешние реакции:

1) Найдем из условия равновесия звена 2 в виде = 0 ;

= 0 .

  1. Определим из условия равновесия группы 2–3 в виде

= 0 :



= 3250 H .

Найдем реакцию . Для этого рассмотрим условие равновесия группы 2–3 в виде =0; + + + = 0; построим план сил в масштабе

µp = 50 . Из плана сил находим: R30 = 25⋅50 =1250 Н.

Определим внутреннюю реакцию из условия равновесия звена 2 в виде =0; + = 0; = − Н; R23 = 3250 Н.

Определим плечо приложения реакции . Рассмотрим равновесие звена 2 в виде = 0; R23 ⋅ x23 = 0, откуда x23 = 0.

Реакция проходит через точку А.

4.3. Проведем силовой расчет начального (входного) звена (звено 1).

1) Определим реакцию в шарнире O1:

+ = 0,

где

= − .

Отсюда

= - ;

2) Определим уравновешивающий момент на звене 1:

Mур = R12 ⋅hR12 ⋅µl = 3250⋅40⋅0,0012 =156 Нм.

3) Проверим правильность силового расчета. Для этого определим ,

пользуясь общим уравнением динамики:

=

= Нм.

4) Определим погрешность силового расчета

ЗАДАЧА 5

Приведение сил.

Приведенный к звену 1 момент от силы находится из условия равенства мощности на звене приведения мощности силы производственного сопротивления:

Mïñ ω1 = PïñVC cos .

Здесь Pпс =1500 Н; ω1 = 3,62 ; VC = 0,26 ; cos = -1.

Находим:

Mпр = PпсVC cos = −107,8 Нм.

ЗАДАЧА 6

Приведение масс.

Приведенный к звену 1 момент инерции масс звеньев рычажного механизма находим из условия равенства кинетических энергий звена приведения (звено 1) и звеньев механизма:

.

Здесь IS3 = 0,9 кг ⋅м2; m3 = 35 кг; m5 = 50 кг; VS3 = 0,12 мс ; ω3 =1,21 ;

VC = 0,26 . с

Находим:

Iпр = .
скачати

© Усі права захищені
написати до нас