1 Структурный анализ рычажного механизма 4 Кинематический анализ рычажного механизма 5
![]()
|
Содержание Задание 3 1 Структурный анализ рычажного механизма 4 2. Кинематический анализ рычажного механизма 5 3. Кинематический анализ зубчатого механизма 11 4 Геометрический расчет и построение пары прямозубых цилиндрических колес 14 Список литературы 15 Задание ![]() Рисунок 1. Схемы рычажного механизма Таблица 1. Исходные данные для рычажного механизма ![]() ![]() Рисунок 2. Схемы зубчатого механизма Таблица 2. Исходные данные для зубчатого механизма ![]() 1 Структурный анализ рычажного механизма Рычажный механизм состоит из шести звеньев: 0 – неподвижное звено; 1 – кривошип; 2, 4 - шатуны; 3, 5 – кулисы. Звенья образуют следующие кинематические пары: O – вращательная, образована стойкой 0 и звеном 1; A – вращательная, образована звеньями 1 и 2; B23 – вращательная, образована звеньями 2 и 3; C – вращательная, образована стойкой 0 и звеном 3; B24 – вращательная, образована звеньями 2 и 4; E – вращательная, образована звеньями 4 и 5; K – вращательная, образована стойкой 0 и звеном 5. Все кинематические пары являются низшими. Степень подвижности механизма определяем по формуле Чебышева: ![]() где n = 5 - число подвижных звеньев p5 = 7 - число низших кинематических пар p4 = 0 - число высших кинематических пар ![]() Разложим механизм на структурные группы. Звенья 4 и 5 образуют структурную группу Ассура 2го класса 2го порядка 1го вида (все три кинематические пары вращательные). Звенья 2 и 3 образуют структурную группу Ассура 2го класса 2го порядка 1го вида (все три кинематические пары вращательные). Звено 1 со стойкой 0 образуют начальный механизм 1го класса. Формула строения механизма ![]() 2. Кинематический анализ рычажного механизма Выполним построение плана положения механизма при заданном положении кривошипа 1 (𝜑1 = 450). Масштаб построения плана положения принимаем равным ![]() Изменим размер звена 2 механизма, так как при заданном размере механизм не собирается. Принимаем ![]() Для данного положения строим план скоростей. Определим скорость точки A. Так как кривошип вращается с постоянной скоростью, то скорость точки A постоянна и направлена в сторону вращения кривошипа по касательной к траектории точки A. Значение скорости точки A ![]() где ![]() ![]() ![]() Принимаем масштабный коэффициент построения плана скоростей равным ![]() Определим длину вектора скорости точки А на плане скоростей в выбранном масштабе ![]() Строим вектор скорости точки A ( ![]() Определим скорость точки B. Для этого составим векторное уравнение скорости точки B ![]() где ![]() ![]() Направления векторов: ![]() Решаем графически векторное уравнение на плане скоростей. Из плана скоростей получим ![]() ![]() Определим скорость точки E. Для этого составим векторное уравнение скорости точки E ![]() где ![]() ![]() Направления векторов: ![]() Решаем графически векторное уравнение на плане скоростей. Из плана скоростей получим ![]() ![]() Определим скорости точек D и F. Положения точек d и f на плане скоростей определим из правила подобия, согласно которому данные точки лежат на прямой be и образуют с точками b и e отрезки bd, be, ef, которые пропорциональны длинам ![]() Составим пропорции для определения длин отрезков bd и ef. ![]() ![]() ![]() Из плана скоростей получим ![]() ![]() Определим угловые скорости звеньев 2, 3, 4 и 5 ![]() ![]() ![]() ![]() Для данного положения проведем выполним построение плана ускорений. Определим ускорение точки A. При постоянной угловой скорости ведущего звена ускорение точки A только нормальное ![]() Принимаем масштабный коэффициент построения плана скоростей равным ![]() Определим длину вектора ускорения точки А на плане ускорений в выбранном масштабе ![]() Определим ускорение точки B. Составим систему векторных уравнений ![]() где ![]() ![]() Направления векторов: ![]() ![]() ![]() ![]() Определим значения нормальных ускорений ![]() ![]() Определим длины векторов нормальных ускорений на плане ускорений в принятом масштабе ![]() ![]() Из плана ускорений ![]() ![]() ![]() Определим ускорение точки E. Составим систему векторных уравнений ![]() где ![]() ![]() Направления векторов: ![]() ![]() ![]() ![]() Определим значения нормальных ускорений ![]() ![]() Определим длины векторов нормальных ускорений на плане ускорений в принятом масштабе ![]() ![]() Из плана ускорений ![]() ![]() ![]() Определим ускорения точек D и F. Положения точек d и f на плане ускорений определим по аналогии с планом скоростей ![]() ![]() Из плана ускорений ![]() ![]() Определим угловые ускорения звеньев 2, 3, 4 и 5 ![]() ![]() ![]() ![]() 3. Кинематический анализ зубчатого механизмаОпределим передаточное отношение зубчатого редуктора ![]() где ![]() ![]() ![]() Редуктор состоит из двух ступеней: - простая зубчата передача ( ![]() - планетарный механизм ( ![]() Запишем передаточное отношение редуктора через передаточные отношения ступеней ![]() где ![]() Определим передаточное отношение планетарной передачи ![]() Определим число зубьев планетарной передачи. Передаточное отношение редуктора ![]() откуда выразим число зубьев колеса 3 ![]() ![]() Принимаем ![]() ![]() Определим число зубьев звена 2 из условия соосности ![]() откуда ![]() ![]() Определим количество сателлитов из условия соседства проектирования планетарного редуктора определим количество саттелитов: ![]() ![]() Принимаем ![]() Проверим, с учетом условия сборки, количество сателлитов: ![]() где q – любое целое число. ![]() Определим радиусы колес редуктора ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Строим схему механизма в масштабе М1:8. Строим картину линейных скоростей. Определим передаточное отношение из картины скоростей ![]() где ![]() ![]() ![]() Определим погрешность при нахождении графически передаточного отношения редуктора ![]() Погрешность в пределах допустимого. 4 Геометрический расчет и построение пары прямозубых цилиндрических колесОпределим коэффициенты смещения. ![]() Так как ![]() ![]() Радиус делительной окружности ![]() ![]() Радиус основной окружности ![]() ![]() Шаг зубьев по делительной окружности ![]() Шаг зубьев по основной окружности ![]() Окружная делительная толщина зуба ![]() ![]() Коэффициенты суммы смещений ![]() Угол зацепления ![]() ![]() Межосевое расстояние ![]() Делительное межосевое расстояние ![]() Радиус начальной окружности ![]() ![]() Делительное межосевое расстояние ![]() Радиус окружностей впадин ![]() ![]() Радиусы окружностей вершин ![]() ![]() На чертеже отметим зону однопарного зацепления B1B2 = 43,14 мм. Определим коэффициент перекрытия графически ![]() Определим коэффициент перекрытия аналитически ![]() ![]() ![]() ![]() Список литературы 1. Артоболевский А.С. Теория механизмов и машин.- М.: Наука, 1988, 370 с. 3. Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин. Учебное пособие для студентов вузов. Изд. 4-е исправленное. М., «Машиностроение», 1973. – 592 с. 3. Борисенко Л. А. Теория механизмов, машин и манипуляторов [Электронный ресурс] : учеб. пособие / Л. А. Борисенко. - Минск : Новое знание, 2011 ; Москва : ИНФРА-М, 2011. - 285 с. : ил. - (Высшее образование). - ISBN 978-985-475-430-7. 4. Григорьев А. Ю. Теория механизмов и машин. Структурный анализ механизмов [Электронный ресурс] : учеб.-метод. пособие / А. Ю. Григорьев, Ю. С. Молчанов. - Санкт-Петербург : НИУ ИТМО, 2014. - 30 с. 5. Чмиль В. П. Теория механизмов и машин [Электронный ресурс] : учеб.-метод. пособие / В. П. Чмиль. - Изд. 2-е, испр. - Санкт-Петербург : Лань, 2016. - 280 с. : ил. - (Учебники для вузов. Специальная литература). - ISBN 978-5-8114-1222-8. |