Структурный анализ механизма

Размещено на http://www.allbest.ru/

Структурный анализ механизма

Схема механизма

Механизм кривошипно-ползунный.

Для этого механизма: n = 5; p5 = 7; p4 = 0.

Следовательно, по формуле П.Л. Чебышева:

W = 3n - 2p5 - p4 = 3•5 - 2•7 - 0 = 1,

где n - число подвижных звеньев,

p5 - число пар пятого класса,

p4 - число пар четвёртого класса.

Разложим механизм на группы Асура и определим степень подвижности каждой группы в отдельности:

а) диада 2-го вида 2-го порядка 2-го класса:

W = 3n - 2p5 - p4 = 3•2 - 2•3 - 0 = 0,

б) диада 1-го вида 2-го класса 2-го порядка:

W = 3n - 2p5 - p4 = 3•2 - 2•3 - 0 = 0,



в) механизм 1-го класса:

W = 3•n - 2•p5 - p4 = 3•1 - 2•1 - 0 = 1.

Вывод: рассматриваемый механизм является

механизмом 2-го класса.

Планы аналогов скоростей

Строим для всех 8 положений планы аналогов скоростей в масштабе

Приведенный момент

Для всех положений механизма определить значение приведенного момента от внешней силы, действующей на рабочее звено, и сил веса.

Положение	1	2	3	4	5	6	7	8
	0.085	0.53	0,185	0,073	0,128	0.046	0,1044	0,0299

Построение диаграммы работ заданных сил в зависимости от угла поворота кривошипа.

Путем графического интегрирования диаграммы

Строиться диаграмма работ заданных сил в зависимости от угла поворота кривошипа. При установившемся движении за цикл справедливо равенство. Следовательно, работа сил движущих будет изображена прямой линией, соединяющей начало и конец графика.

Приведение масс

Приведенный момент инерции определяется для каждого положения механизма:

Приведенные моменты инерции механизма

Положение	1	2	3	4	5	6	7	8
	0.0099	0,0013	0,0056	0,0071	0,0139	0.0084	0,0105	0,0055

Пользуясь расчетными данными, строим диаграмму приведенных моментов инерции звеньев в функции угла поворота кривошипа. Масштаб диаграммы приведенных моментов инерции:

В масштабе построить диаграмму изменения кинетической энергии маховых масс машины.



Строим диаграмму угловой скорости начального звена от положения механизма.

С незначительной погрешностью можно принять, что график является диаграммой угловой скорости с масштабным коэффициентом

Путем графического дифференцирования графика построим диаграмму аналога углового ускорения начального звена в зависимости от его положения.

кривошипный подвижность механизм кинематический

Кинематический анализ механизма методом построения планов скоростей и ускорений

Определение скоростей звеньев механизма

Угловая скорость начального звена ОА

Скорость точки А

Скорости остальных точек механизма находим путем построения плана скоростей. Принимаем длину отрезка pva, изображающего скорость VA точки А, равной 105 мм. Тогда масштаб плана скоростей

Рассматривая движение точки В вместе с точками А и О2 (переносное движение) и относительно этих точек, получим векторные уравнения для построения скорости точки

.

Величина (модуль) скорости точки В

Векторные уравнения для нахождения скорости точки D имеют следующий вид

Следовательно,

Определение скоростей центров тяжести звеньев производится с помощью теоремы подобия:

Определение угловых скоростей звеньев:

Направление угловой скорости определяем по относительной линейной скорости. Например, если в положении 2 к точке B приложить вектор V_BA, то ₂ будет направлена по часовой стрелке. Направление угловых скоростей остальных звеньев отыскивается аналогично.

Определение ускорений точек звеньев механизма

Ускорение точки А

Принимаем длину отрезка, изображающего вектор ускорения точки А, равной 168.3 мм, Тогда масштаб плана ускорений:

Рассматривая движение точки В вместе с точками А и D (переносное движение) и относительно этих точек,

получим векторные уравнения для построения ускорения точки

Первое уравнение: ; ; ;

Второе уравнение: ; ; ;

Величина (модуль) ускорения точки В

Ускорение точки С коромысла определяем по теореме подобия

Векторные уравнения для нахождения ускорения точки E

Первое уравнение:

; ,

Второе уравнение:

, следовательно,



Определение угловых ускорений звеньев механизма:

,

(т.к. звено 5 совершает только поступательное движение)

Направление углового ускорения ₂ определяем по направлению вектора, перенесенного в точку В. направлено против вращения стрелки часов. Направление угловых ускорений остальных звеньев отыскиваются аналогично.

Кинетостатический анализ механизма

При проведении силового расчета предполагается, что трение в кинематических парах отсутствует.

Определение сил, действующих на звенья механизма

Сила тяжести:



направлена в противоположную сторону скорости V_D.

Величины сил инерции:

Ф_И1 = m₁•a_S1 = 54 H,

Ф_И2 = m₂•a_S2 = 446 H,

Ф_И3 = m₃•a_S3 = 0 H,

Ф_И4 = m₄•a_S4 = 740 H,

Ф_И5 = m₅•a_S5 = 270.3 H.

Эти силы прикладываем к центрам тяжести соответствующих звеньев и направляем в сторону противоположную вектору ускорения центра тяжести.

Моменты от сил инерции звеньев:

M_И1 = I_S1•е₁ =167.96 Н·м,

Определение реакций в кинематических парах

Силовой расчет механизма начинаем с диады CЕ-Е, на которую действуют известные по величине и направлению силы веса и , инерции и, момент от сил инерции, технологическое усилие F.

Эту группу Асура освобождаем от связей и вместо них прикладываем в паре С реакцию _, а в паре D реакцию (обе реакции неизвестны ни по величине, ни по направлению).

Реакцию раскладываем на две взаимно перпендикулярные составляющие CD и CD.

Запишем уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4 относительно точки D:

отсюда

Далее, приняв масштаб сил , по векторному уравнению равновесия сил для группы

строим план сил. Из него находим величины и направления сил и , а также полную реакцию в паре с ().

Чтобы отыскать реакцию во вращающейся кинематической паре D, приравниваем нулю сумму всех сил, действующих на звено 5 , очевидно

Переходим к силовому расчету группы Асура АВ-ВD. Освобождаемся от связей и прикладываем реакции и , которые неизвестны по ни по величине, ни по направлению. Реакцию раскладываем на и АВ аналогично на и СD.

Составим уравнение моментов всех сил, действующих на звено АВ относительно точки В:

Составим уравнение моментов всех сил, действующих на звено ВD относительно точки В:

,

Задавшись масштабом , строим план сил для всей диады АВ-BD согласно векторному уравнению

Из плана сил находим величины и направления сил и, а также полные реакции в кинематических парах А () и О₂ ().

Силовой расчет начального звена

Для определения давления в кинематической паре, образованной ведущим звеном со стойкой, необходимо уравновесить все силы, действующие на ведущее звено. Поэтому к ведущему звену прикладываем некоторую силу, которую называем уравновешивающей. Уравновешивающая сила является реальной внешней силой, которая представляет собой действие привода на ведущее звено.

Величину уравновешивающей силы находим из уравнения моментов относительно точки О всех сил, действующих на звено 1

,

Векторное уравнение равновесия сил, действующих на ведущее звено, имеет вид



Для определения численного значения R₀₁ согласно этому уравнению строим план сил в масштабе k_F = 0.11 H/мм.

Кулачковый механизм с роликовым толкателем.

Последовательность синтеза кулачкового механизма с роликовым толкателем такая же, что и при синтезе кулачкового механизма с плоским толкателем, но за некоторыми исключениями.

	S	y
1	0.661	0.1984
2	2.234	0.472
3	3.806	0.472
4	4.467	0.1984
5	4.467	0.1984
6	3.806	-0.472
7	2.234	-0.472
8	0.661	-0.1984

Для определения минимального радиуса - вектора теоретического профиля кулачка строится диаграмма «».

При построении этой диаграммы должно соблюдаться условие . Направление отрезков определяется поворотом на 90° вектора аналога скорости в сторону угловой скорости кулачка.

К полученной кривой проводятся касательные под углом к оси абсцисс. Область ограниченная этими лучами ниже точки их пересечения и есть область возможного расположения центров вращения кулачка.

Кулачок профилируется также методом обращенного движения. Практический профиль кулачка получаем после определения радиуса ролика по формулам

и ,

где - минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка, - минимальный радиус кулачка.

Далее, использую построенный профиль кулачка, строим диаграмму углов передачи «».

Синтез зубчатого зацепления

Для синтеза зубчатого зацепления используются следующие данные, имеющиеся в задании: z₁ = 17; z₂ = 17; m = 15 мм; = 20; = 1 ( - коэффициент высоты зуба), с^*=0,25 (коэффициент радиального зазора).

Коэффициенты смещения исходного производящего контура x₁ = 0,609, x₂ = 0,358 [3,5].

Радиусы делительных окружностей:

Радиусы основных окружностей

Делительный окружной шаг

Делительная окружная толщина зуба

Угол зацепления

Межосевое расстояние

Радиусы начальных окружностей



Радиусы окружностей впадин

Радиусы окружностей вершин

Шаг по основной окружности (основной шаг)

Углы профилей зубьев по окружностям вершин зубьев (градусы)

,

Инволюты углов и

inv=0.1078,

inv=0.0893.

Толщина зуба по окружности вершин, мм

,

Коэффициент перекрытия

Относительная скорость скольжения

Коэффициенты удельного скольжения

При входе в зацепление (первое колесо принято за ведущее) в точке «a» практической линии зацепления



При выходе из зацепления в точке «b»

Масштаб, применяемый при построении диаграммы коэффициентов удельного скольжения

Заключение

Выполнен структурный анализ механизма. Выявлены основные особенности и разновидности групп Асура состав и последовательность присоединений структурных групп. Рассмотренный механизм, являющийся механизмом второго класса, структурно работоспособен.

Найдены положения звеньев механизма и траектории отдельных точек. Решены задачи определения линейных скоростей и ускорений точек, а так же угловых скоростей и ускорений звеньев.

Получены реакции в кинематических парах. Найдена величина уравновешивающего момента.

Определены геометрические параметры показателей качества зубчатой передачи. Проанализировано взаимодействие сопряженных профилей. Анализ зацепления дает основание утверждать, что наибольший износ поверхности зубьев имеет место у основания ножек.

Спроектированы кулачковые механизмы, обеспечивающие заданные законы движения толкателя при выполнении обязательных и желательных условиях синтеза.

Размещено на Allbest.ru