МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Вятский государственный технический университет Факультет автоматизации машиностроения Кафедра основ конструирования машин
СИНТЕЗ МЕХАНИЗМОВ
Пояснительная записка Курсовая работа
ТПЖА. 301000. 065 ПЗ
Разработал студент гр. ТМ-21_____________________________/Харин А.М./
Консультант _____________________________/Подлевских Л.Д./
Работа защищена с оценкой "___________________" "___"___________ 2000 г.
2000 г.
МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Вятский государственный технический университет Факультет автоматизации машиностроения Кафедра основ конструирования машин
СИНТЕЗ МЕХАНИЗМОВ
Пояснительная записка Курсовая работа
ТПЖА. 301000. 065 ПЗ
Разработал студент гр. ТМ-21_____________________________/Харин А.М./
Консультант _____________________________/Подлевских Л.Д./
Работа защищена с оценкой "___________________" "___"___________ 2000 г.
2000 г.
Введение:
Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, повышающих производительность и облегчающих труд человека, а также обеспечивающих средства исследования законов природы. Курсовая работа является первой самостоятельной работой, направленной на конкретном решение задач в области конструирования машин. Она позволяет закрепить основные положения теории машин и общие методы кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов.
Исходные данные
4 
O3
O1 O1oooooooo O1
Дано:          
Раздел 1: Синтез рычажного механизма.
Определение недостающих размеров.
Наибольший размах коромысла , т.о. угол max Угол , находиться через придаточное отношение, т.о.
max=max/i34=140*45/7=900
Определим длину l1, которая находиться из прямоугольного треугольника и будет равна l1=sin140*lO1O2=sin140*425=103 мм 1.2 Определяем угловые скорости и линейные скорости с помощью метода замкнутого контура, для этого строим векторный контур:
 
0X:   0Y:     
  Значения угловых и линейных скоростей 12 положений механизма сведены в таблицу 1.
Определение приведенного момента инерции.
Пусть ведущее звено обладает Jп (момент инерции) относительно оси его вращения, который заменяет все моменты инерции звеньев и называется приведенным моментом инерции. Под которым понимают условный момент инерции, которым должно обладать звено приведения относительно оси его вращения, чтобы кинетическая энергия этого звена в каждом рассматриваемом положении механизма была равна сумме кинетических энергий всех его звеньев. Из этого равенства определяем приведенный момент инерции ведущего звена:
здесь:  
Определение момента сил сопротивления.
В общем случае формула момента сил сопротивления имеет вид:
где: n - количество подвижных звеньев Si - любая точка i-го звена, к которой приложена сила сопротивления Fi Vs - скорость точки Si угловая скорость ведущего звена (Fi;Vs) - угол между векторами Fi, Vs Т.О. в нашем случае уравнение примет вид: причём сила F - это производственная сила и она будет действовать при рабочем ходе квантователя (при движение вверх).
 - движение вверх  - движение вниз
- движение вверх
- движение вниз
Построение графика работ сил полезного сопротивления и работы движущих сил.
Построение графика АП.С=АП.С() численно проинтегрировав МП по формуле:
В связи равенства Ад=АП.С в конце и считая Мд=const, т.о. определяем момент движущих сил по формуле: 
Построение графика кинетических энергий.
Кинетическая энергия механизма будет находиться из разности.
Строим функции Т1 и Т2:
 
Из графиков кинетических энергий определяем углы max и min, по углам max и min из графика приведённого момента инерции определяем JП и JП.
Определение момента инерции маховика.
Момент инерции маховика будет определяться по формуле:
 где: 
Tmax=34Дж Tmin= -7,375Дж max=600 min=3000 JП=0,11кгм2 JП=0,01кгм2
Раздел 2: Киностатический анализ рычажного механизма.
2.1 Для одного положения механизма при рабочем ходе построить план скоростей и ускорений. Определить ускорения центров масс звеньев и их угловые ускорения.
2.1.1 Определение скоростей (построение плана скоростей).
Необходимые данные: А3О2=339,73 мм; О1А2=103 мм; О1О2=425 мм; О2S3=280 мм; О3F=100 мм; СО3=13,16 мм; О2В=84,57 мм; СВ=35,57 мм; рад/с; .        
2.1.2 Построение плана ускорений.   С помощью плана ускорений и масштабного коэффициента находим ускорения  . 
Определение ускорения точки С:
  
Определяем ускорение центра масс:
 
2.2 Определяем инерционную нагрузку звеньев.
2.3 Для выбранного положения механизма вычерчивываем в масштабе структурные группы с изображением с изображением приложенных к звеньям сил.
W=3*n-2*p5-p4=12-2*5-1=1 n=4; p5=5; p4=1 Заменяем пару 4-го класса на две 5-го класса: W=3*n-2*p5=3*5-2*7=1 n=5; p5=7 
Группа II (5;4) W=3*n-2*p5=3*2-2*3=0
Группа II (2;3) W=3*n-2*p5=3*2-2*3=0
Группа I (0;1) W=3*n-2*p5=3-2=1
I (5;4)- II (2;3)- III (0;1)
2.4 Определить реакции во всех парах механизма.
2.4.1 Рассмотрим систему состоящую из 4 и 5 звена. К ним приложены силы:  
Для определения R54 составим уравнение моментов относительно точки О3:
Неизвестные реакции находим с помощью плана сил (лист 2).
2.4.2 Рассмотрим группу состоящую из звена 2 и 3. К ним приложены силы: 
Для определения R21 составим уравнение моментов относительно точки О2:
Неизвестные реакции находим с помощью плана сил (лист 2).
2.4.3 Рассмотрим группу состоящую из звена 0 и 1. К ним приложены силы:  
Для определения Fу составим уравнение моментов относительно точки О1:  
Неизвестные реакции находим с помощью плана сил (лист 2). 2.5 Построить рычаг Жуковского.
Используя, правило Жуковского и записав моменты относительно полюса, получим:
 
Раздел 3:Эвольвентное зацепление
Z1 =16, Z2 =25- числа зубьев колёс m = 5 мм- модуль зацепления h*a = 1- коэффициент высоты головки зуба h*l = 2- коэффициент граничной высоты зуба с* = 0,25- коэффициент радиального зазора 200- угол профиля исходного контура x1= 0,45- коэффициент смещения шестерни x2= 0,4- коэффициент смещения колеса
| Наименование параметра | Обозначение | Расчётная формула | | Коэффициент суммы смещений | X | X X1+X2 | | Угол зацепления | w =250 | 
| | Межосевое расстояние | a w =106,28 мм |  |
Расчёт зубчатых колёс
| Наименование параметра | Обозначение | Расчётная формула | | Делительный диаметр Шестерни Колеса |
d1= 80 мм d2= 125 мм |
 
| | Передаточное число | i= 1,5625 | 
| | Начальный диаметр Шестерни Колеса |
dW1= 83 мм dW2= 130 мм |  
| | Коэффициент воспринимаего смещения |
y= 0,755 |
 a= 102,5
| | Коэффициент уравнительного смещения
|
 y= 0,095
|
| | Диаметр вершин зубьев Шестерни Колеса |
dA1= 93,6 мм dA2= 138 мм |
 
| | Диаметр впадин Шестерни Колеса
|
df1= 72 мм df2= 116,5 мм |
 
| | Диаметр основной окружности Шестерни Колеса |
dB1= 75,2 мм dB2= 117,46 мм |
 
| | Шаг | p= 15,7 | 
| | Толщина зуба по делит.окружности Шестерни Колеса |
S1= 9,49 мм S2= 9,31 мм |
 
|
Проверка качества зацепления
Подрезание отсутствует, если коэффициент смещения Х больше велечины Xmin определяется по формуле:  т.е. должны выполняться условия:   Проверка отсутствия интерференции.
Интерференция зубьев состоит в том , что при рассмотрении теоретической картины зацепления часть пространства оказывается занятой двумя взаимодействующими зубьями. Интерференция отсутствует если:  pp- радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке pl- радиус кривизны профиля зуба в граничной точке
 
где и - определяются так:  
 
Проверка коэффициента перекрытия
Коэффициент торцевого перекрытия называют отношение угла торцевого перекрытия , зубчатого колеса и его угловому числу :
Вычисление коэффициента перекрытия осуществляется по формуле:
Величена коэффициента перекрытия должна быть больше 1,2
Проверка заострения зубьев
Толщина зубьев S на окружности вершин должна удовлетворять условию:  . При однородной структуре материала зубьев  , а при поверхностном технологическом упрочнение  . Толщина зубьев по окружности вершин определяется по формуле:
 
Заключение:
В результате выполнения данной курсовой работы мы закрепим и обобщим знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научились применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления), методы для исследования различных кинематических схем, механизмов и машин различных типов.
Литература:
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.-М.; Наука, 1988. Зиновьев В.А. Курс теории механизмов и машин.-М.; Наука, 1972. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов / Под ред. К.В.Фролова.-М.; Высшая школа, 1987. |
