Файл: Горизонтальноковочная машина.doc

Задание

Введение.

Целью данной курсовой работы является проектирование и исследование механизма горизонтально-ковочная машина.

1.Структурный анализ механизма.

Кривошипно-ползунный механизм состоит из четырех звеньев:

0 – стойка,

1 – кривошип,

2 – шатун,

3 – ползун.

Также имеются четыре кинематические пары:

I – стойка 0-кривошип OA

II – кривошип OA-шатун AB

III – шатун AB-ползун B

IV – ползун B-стойка 0.

I, II и III являются вращательными парами

IV – поступательная пара.

Все кинематические пары являются низшими, т.е. p_нп=4, p_вп=0.

Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева:

W3n2p_нпp_вп, (0)

где n – число подвижных звеньев, n = 3

P_нп – число низших пар,

P_вп – число высших пар.

W 3*3-2*4 1.

По классификации И.И. Артоболевского данный механизм состоит из механизма I класса стойка 0-кривошип OA и структурной группы II класса второго порядка шатун AB-ползун B. Из этого следует, что механизм является механизмом II класса.
2. Кинематический анализ.

2.1. Кинематический синтез кривошипно-ползунного механизма.

Первоочередной задачей проектирования кривошипно-ползунного механизма является его синтез, т. е. определение размеров звеньев по некоторым первоначально заданным параметрам.

• 
  Ход ползуна S=0,14 м.
  
• 
  Эксцентриситет e=0, т.е. опоры механизма находятся на одном уровне.
  
• 
  Угловая скорость карданного вала  
  
• 
  Передаточное отношение цепной передачи U_n
  
• 
  Число зубьев колес Z₁Z₃=17; 25
  

Длину кривошипа l₁ определяем из рассмотрения двух крайних положений механизма, определяющих ход ползуна S

SOB₁OB₂l₁l₂l₂l₁2l₁, (2)

Откуда

l₁S2, (3)

l₁0,1420,07 м.

Длина шатуна:

l₂l₁, (4)

l₂4*3.30,213 м

Расстояние от точки А до центра масс S₂ шатуна

l₃0,35l₂, (5)

l₃0,350,23108085м

Угловая скорость кривошипа  

  ₁7 c^-1  6

2.2. План положений.

План положений  это графическое изображение механизма в n последовательных положениях в пределах одного цикла.

План положений строим в двенадцати положениях, равностоящих по углу поворота кривошипа. Причем все положения нумеруем в направлении вращения кривошипа  . Положения остальных звеньев находим путем засечек. За нулевое начальное положение принимаем крайнее положение, при котором ползун наиболее удален от кривошипного вала начало работы хода. Начальное положение кривошипа задается углом ₀, отсчитанным от положительного направления горизонтальной оси кривошипного вала против часовой стрелки. Для данного механизма ₀0рад. Кривая, последовательно соединяющая центры S , S , S …S масс шатуна в различных его положениях, будет траекторией точки S₂.

Выбираем масштабный коэффициент длин _l:

μ_l(l₁₊l₂)/300мм (7)

где l₁ − действительная длина кривошипа, м l₂ − действительная длина кривошипа, м

μ_l0,07+0,231/3000,001 ммм.

Отрезок AB, изображающий длину шатуна l₂на плане положений, будет:

ABl₂_l, (0)

AB0,2310,001231мм.

Расстояние от точки А до центра масс S₂ шатуна на плане положений:

AS₂l₃_l, (0)

AS₂0,080850,00180,85мм.

Вычерчиваем индикаторную диаграмму с таким же масштабом перемещения _s0,001ммм, в каком представлен план положений механизма, для которой выбираем масштабный коэффициент давления

_pF_псL_p, (0)

где F_псмаксимальная нагрузка, Н.

L_pизображающий его отрезок на индикаторной диаграмме, мм.

_p3500087,5360Нмм.

Кинематическую схему механизма вычерчиваем на листе 1 в указанном масштабном коэффициенте _l0,005ммм.

2.3. План скоростей и ускорений.

План скоростей – это графическое изображение в виде пучка лучей абсолютных скоростей и точек звеньев и отрезков, соединяющих концы лучей, представляющих собой отношение скорости точек в данном положении механизма.

Определение плана ускорений аналогично определению плана скоростей.

Планы скоростей и ускорений будем рассматривать для десятого положения.

2.3.1. План скоростей.

Скорость точки А находим по формуле:

V_A₁l₁, (0)

где ₁ – угловая скорость кривошипа, с^-1.

l₁ – длина кривошипа, м.

V_A70,070,49мс

Выбираем масштабный коэффициент плана скоростей _V:

_VV_APa, (0)

где V_Aскорость точки A, мс

Paизображающий ее отрезок на плане скоростей, мм.

_V0.49490,01.

Из полюса P в направлении вращения кривошипа перпендикулярно к OA откладываем отрезок Pa, изображающий вектор скорости точки A, длиной 49мм.

Определяем скорость точки В:

_B _A _BA, (0)

где _BA- вектор скорости точки B в ее вращательном движении относительно точки A, перпендикулярно к оси звена AB.

Из точки а на плане скоростей перпендикулярно оси звена AB проводим прямую до пересечения с линией действия скорости точки B, в результате чего получаем отрезок Pb41,27мм, изображающий вектор скорости точки B и отрезок ab26,42мм, изображающий вектор скорости звена AB.

Тогда

V_BPb_V, (0)

V_B41,270,010,4127мc

V_BAab_V, (0)

V_BA26,420,010,2642мс.

Скорость точки S₂ находим из условия подобия:

as₂abAS₂AB, (0)

Откуда

as₂AS₂ABab, (0)

as₂26,429,247мм.

Соединив точку S₂ с полюсом P, найдем отрезок, изображающий вектор скорости точки S₂, т.е. Ps₂44,7мм.

Тогда

V_S2Ps₂_V, (0)

V_S244,70,010,447мс.

Если из произвольной точки отложить вектор V_S2 для всех двенадцати положений и соединить их конечные точки плавной кривой, то получим годограф скорости точки S₂.

По результатам расчета программы ТММ1 строим годограф скорости точки S₂.

Угловую скорость шатуна AB определяем по формуле:

₂V_BAl₂, (0)

₂0,26420,2131,24 c^-1.

2.3.2. План ускорений.

Находим нормальное ускорение точки A:

a_A l₁, (0)

a_A7²0,073,43мс².

Выбираем масштабный коэффициент плана ускорений _a:

_aa_APa, (0)

где a_A – нормальное ускорение точки A,мс²

Pa – изображающий ее отрезок на плане ускорений, мм.

_a3,4350686мс²мм.

Из полюса P откладываем отрезок Pa, изображающий вектор нормального ускорения точки A кривошипа, который направлен к центру вращения кривошипа.

Определяем ускорение точки B:

, (0)

где  вектор ускорения точки B в ее вращательном движении относительно точки A.

Определяем ускорение a :

a V l₂, (0)

a 0,2642²0,2130,3277мc².

Из точки a на плане ускорений проводим прямую, параллельную оси звена AB и откладываем на ней параллельно отрезку AB в направлении от точки B к точке A отрезок an, представляющий собой ускорение a в масштабе _a.

ana _a, (0)

an0,32770,06864,777мc²мм.

Из точки n проводим прямую перпендикулярную оси звена AB до пересечения с линией действия ускорения точки B, в результате чего получаем отрезок nb35,15мм, изображающий вектор касательного ускорения звена AB и отрезок Pb32,49мм, изображающий вектор скорости точки B.

Тогда

a nb_a, (0)

a 35,150,06862,4113мс²

a_B Pb_a, (0)

a_B32,490,06862,223мc².

Соединив точки a и b, получим отрезок ab85мм, изображающий вектор ускорения звена AB.

Тогда

a_BAab_a, (0)

a_BA35,360,06862,4257мс².

Ускорение точки S₂ находим из условия подобия:

as₂abAS₂AB, (0)

Откуда

as₂AS₂ABab, (0)

as₂35,3612,376мм.

Соединив точку s₂ с полюсом P, найдем отрезок, изображающий вектор скорости точки S₂, т.е. Ps₂41,35мм.

Тогда

a_S2Ps₂_a, (0)

a_S241,350,06862,83661 мс².

Если из произвольной точки отложить вектор a_S2 для всех двенадцати положений и соединить их конечные точки плавной кривой, то получим годограф ускорения точки S₂.

По результатам расчета программы ТММ1 строим годограф ускорения точки S₂.

Угловое ускорение шатуна AB определяем по формуле:

₂ a l₂, (0)

₂2,41130,21311,321 c^-2.

2.4. Кинематические диаграммы.

Строим диаграмму перемещений S_BS_B на основе восьми положений ползуна B₀, B₁, B₂, …,B₈ и соответствующих положений кривошипа A₀, A₁, A₂, …, A₈.

Находим масштабные коэффициенты:

○ длины: _S=k·_l _S=0,5·0,001=0,0005 ммм.

○ угла поворота  кривошипа: _2 L, _=2·3,14160=0,03925 радмм.

○ времени: _t2 ₁L, _t=2·3,147·160=0,00561 смм.

Строим диаграмму скорости V_BV_B методом графического дифференцирования диаграммы S_BS_B. Полюсное расстояние H₁35 мм. Тогда масштабный коэффициент скорости  определим по формуле:

_V_S₁_ H₁, (0)

_V0,00270,03925350,0102мсмм.

Продифференцировав диаграмму V_BV_B, получим диаграмму a_Ba_B. Полюсное расстояние H₂35 мм. Масштабный коэффициент ускорения определим по формуле:

_a_V₁_ H₂, (0)

_a0,010270,03925350,05197мс²мм.

Относительная погрешность вычислений:

Таблица №

Метод расчета	Параметр	Значение в положении 7	Значение по результам расчета программы ТММ1	Относительная погрешность , %
Метод планов	VB, м/с	0,4127	-	-
	VS2, м/с	0,447	-	-
	2, с-1	1,24	-	-
	aB, м/с2	2,223	-	-
	aS2, м/с2	2,83661	-	-
	2, с-2	11,321	-	-
Метод диаграмм	VB, м/с	0,231	-	-
	aB, м/с2	2,33	-	-

3. Силовой расчет.

Основной задачей силового расчета является определение реакций в кинематических парах механизма и внешней уравновешивающей силы уравновешивающего момента, являющейся реактивной нагрузкой со стороны отсоединенной части машинного агрегата.

В основу силового расчета положен принцип Даламбера, позволяющий при приложении к звеньям инерционной нагрузки записать уравнения движения в форме уравнений равновесия. При этом рассматриваются статически определимые кинематические цепи группы Ассура и механизм I класса, т.е. звено кривошипа.

3.1. Обработка индикаторной диаграммы.

Индикаторная диаграмма самоходной тележки представляет собой зависимость движущих сил от перемещения ползуна PfS .

Для определения значения движущих сил для всех рассматриваемых положений механизма, необходимо произвести графическую обработку индикаторной диаграммы. Давление P_i МПа на поршень в i-том положении определим путем измерения соответствующей ординаты y в мм на диаграмме с учетом масштабного коэффициента давлений _p, подсчитанного в п. 2.2.

P_i_py_i. (0)

Движущая сила, действующая на поршень F_дi, Н будет равна:

F_дi P_iD²4, (0)

где D – диаметр поршня, м.

3.2. Силовой расчёт группы Ассура второго класса.

Для выполнения силового расчёта необходимо знать значение сил, действу- ющих на звенья механизма: силы тяжести, движущие силы и силы инерции этих звеньев.

Силовой расчёт будем вести для десятого положения кривошипно-ползунного механизма.

От механизма, начиная с исполнительного звена ползуна, отсоединяется группа Ассура, а точки разрыва этой группы заменяются реакциями.

3.2.1.Определение сил инерции.

Модули сил инерции звеньев определяем по формуле:

Ф_im_ia_i , (0)

где m_i-масса i-го звена, кг

a_i-ускорение центра масс i-го звена, мс² .

Подставив числовые значения, получим:

Ф₂60·2,83661170,1966Н

Ф₃1502,223333,45Н

Направления сил инерции противоположны направлениям соответствующих ускорений. Момент инерции шатуна определяется по формуле:

M_Ф2I_S2₂ (0)

M_Ф20,39219,194,44Нм

Систему сил инерции шатуна, т.е. главный вектор сил инерции Ф₂, приложенный в центре масс, и момент сил инерции относительно центра масс, приводим к одной силе Ф₂ приложенной в некоторой точке K. Расстояние между линиями действия силы инерции и приведенной силой вычисляется по формуле:

hM_Ф2Ф₂ (0)

h4,44170,19660,02609 м

Направление приведенной силы совпадает с направлением силы инерции, а направление момента приведенной силы относительно точки S₂ совпадает с направлением момента M_Ф2 Рисунок 2.

3.2.2.Определение сил тяжести.

Силы тяжести определяем по формуле:

G_im_ig , (0)

где m_iмасса i-го звена, gускорение силы тяжести.

Подставив числовые значения, получим:

G₂609,81588,6Н

G₃1509,811471,5Н.

3.2.3. Определение реакций в кинематических парах.

Определение давлений в кинематических парах начинаем с рассмотрения равновесия группы Ассура 2-3 Рисунок 3: шатун AB – ползун B. На звенья этой группы действуют силы: движущая сила F_д, силы тяжести G₃, G₂, результирующие силы инерции Ф₃, Ф₂, реакция R₀₃ заменяющая действие стойки 0 на ползун 3 и реакция R₁₂ заменяющая действие кривошипа 1 на шатун 2.

Силы, приложенные в точке B, приводим к одной силе F₃.Величину этой силы определяем по формуле:

F₃Fпс+Ф₃+G₃ (0)

F₃₌6300+1471,5+333,458104,95Н

Знак  показывает, что сила F₃ направлена вверх.

Условие равновесия группы 2-3 выражается следующим образом:

    0 (0)

Давление R₁₂ раскладываем на две составляющие, действующие вдоль оси звена AB – R и перпендикулярно к оси звена AB – R .

Составляющую R определяем из уравнения моментов всех сил, действующих на шатун AB, относительно точки B.

Применительно к рисунку 3 это уравнение можно записать так:

R ABФ₂h₁-G₂h₂0 (0)

откуда

R Ф₂h₁G₂h₂AB (0)

R  170,1966108,37588,6146,66231453,542 Н.

План сил строим в масштабе: _F=81,0495 Нмм.

Из произвольной точки последовательно откладываем вектора R , F₃G₂,Ф₂. Через конечную точку вектора Ф₂ проводим линию действия реакции R₀₃ ,а через начальную точку вектора R линию действия силы R . Получим точку пересечения. Соединив конечную точку вектора Ф₂ с точкой пересечения, получим вектор R₀₃. Соединив точку пересечения с конечной точкой вектора R , получим вектор R₁₂.Умножив соответствующие длины на масштабный коэффициент, получим R₀₃2116,20245 H R₁₂8264,61754 H R 8252,46011 Н

Давление R₃₂ в паре шатун – ползун определяем из условия равновесия ползуна:

  0 (0)

и равенства:

R₃₂-R₂₃, (0)

или

(0)

Тогда

R_23XR₀₃2116,20245 H,

R_23YF₃8104,95H

R₂₃ (0)

R₃₂8376,66564 Н.

3.3 Силовой расчёт механизма I класса.

К кривошипу приложена сила тяжести G₁, известная реакция R₂₁R_12. Неизвестная по значению и направлению реакция R₀₁ показана в виде R и R .

Чтобы кривошип мог совершать вращение по заданному закону, к нему со стороны отсоединённой части машинного агрегата должна быть приложена реактивная нагрузка в виде уравновешивающей силы F_y. Допустим, что неизвестная по модулю уравновешивающая сила приложена перпендикулярно кривошипу в точке А.

Силу инерции кривошипа не определяем, так как он уравновешен.

3.3.1 Определение силы тяжести.

Силу тяжести кривошипа определяем по формуле:

G₁m₁g, (0)

где m₁ – масса кривошипа

g – ускорение силы тяжести.

G₁409,81392,4Н

3.3.2 Определение реакций в кинематических парах.

Давление R₀₁ в паре кривошип-стойка и уравновешивающий момент M_y определяем из условия равновесия кривошипа ОА:

0 (0)

Силу F_y находим из условия:

-F_y OA +R₂₁h₃0 (0)

Откуда

F_yR₂₁h₃OA (0)

F_y8264,6175461,37707245,7083Н

План сил строим в масштабе: _F=81,0495 Нмм.

В соответствии с уравнением из произвольной точки последовательно откладываем вектора F_y, R₂₁, G₁. Соединив конечную точку вектора G₁ с начальной точкой вектора F_y получим вектор R₀₁.Отложив параллельно OA из конца вектора G₁ прямую до пресечения с линией действия вектора F_y, получим вектор R . Соединив конечную точку вектора R с начальной точкой вектора F_y, получим вектор R . Умножив соответствующие длины на масштабный коэффициент, получим: R₀₁8662,57Н.

Уравновешивающий момент M_yопределяется по формуле:

M_yF_yl₁ (0)

M_y7245,70830,07=507,2 Нм

3.4 Рычаг Жуковского.

С целью проверки правильности силового расчета механизма уравновешивающий момент M_y определяем с помощью рычага Жуковского.

На план скоростей предварительно повёрнутый на 90 градусов вокруг полюса в соответствующие точки переносим все заданные силы, включая силы инерции и уравновешиващую силу. Из условия равновесия плана скоростей, как рычага, определяем уравновешивающую силу F_y последнюю прикладываем в точке a, считая ее как бы приложенной в точке A кривошипа, и направляем ее перпендикулярно линии кривошипа ОА.

Таким образом:

F_yPaФ_ph₄G₂h₅F₃Pb0 (0)

Откуда:

F_yФ_ph₄G₂h₅F PbPa (0)

F 170,196613,19 588,646,02 8104,9541,27 497424,97045Н

Определяем величину уравновешивающего момента:

M F l , (0)

M 7424,970450,00751975Нм

Относительная погрешность вычислений:

Таблица №

Метод расчета	Параметр	Значение в положении №8	Значение по результам расчета программы ТММ1	Относительная погрешность , %
Метод планов	R12, Н	8264,61754	-	-
	R03, Н	2116,20245	-	-
	R01, Н	8662,57	-	-
	My, Нм	507,2	-	-
Рычага Жуковского	My, Нм	519,75	-	-

Список литературы.

1. 
   Теория механизмов и машин. Учебник для вузов / Под редакцией К.В. Фролова. М.: Высшая школа,1987.
   
2. 
   Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / Под ред. А.С. Кореняко 5-е издание. Киев: Вища школа,1970.
   
3. 
   Кинематическое и динамическое исследование кривошипно-ползунных механизмов с применением ЭВМ в диалоговом режиме: Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов машин /Самарский Политехнический Институт; Сост. А.С. Неймарк, А.К. Федосеев, Самара, 1991.
   
4. 
   Проектирование зубчатых механизмов с применением ЭВМ в диалоговом режиме: Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов машин / Самарский Государственный Технический Университет; Сост. А. С. Неймарк, И. Н. Булавинцев, Самара, 1993.
   
5. 
   Синтез кулачковых механизмов с применением ЭВМ в диалоговом режиме: Методические указания к курсовому проекту по теории механизмов и машин/ Самарский Государственный Технический Университет; Составители: А.С. Неймарк, Э.Э. Рыжов, И.Н. Булавинцев. Самара 1993.