Расчет рычажного механизма (число подвижных звеньев - 5)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

2.Расчет рычажного механизма.

2.1 Исходные данные для расчета рычажного механизма.

B


 А                                           C              D

        О                                                                                                          


Рис. 1. Схема рычажного механизма.

Таблица 1. Исходные данные для проектирования рычажного механизма.

Параметр

LBD

LBC

LOA

LAB

m2

m3

m4

m5

Jо1=Js3

Js2

Js4

Jдв

FC1

1

Размерность

м

 м

м

м

кг

 кг

кг

 кг

кг м2

кг м2

кг м2

кг м2

кН

Град

Величина

  1,5

  0,4

0,1

0,45

18

 20

95

450

1

0,04

42

0,26

1,5

210

2.2 Структурный анализ рычажного механизма.

B


                                   4

                             2                3

                                                                                   5


O   1                        C                  


                                                                                    D       6

                A

                                   Рис. 2. Схема рычажного механизма

Таблица 2. Звенья рычажного механизма

Номер

Название

Вид движения

Особенности движения

1

2

3

4

    5

    6

Кривошип Шатун

Шатун

Шатун

    Ползун

    Стойка

Вращательное Плоскопараллельное

Плоскопараллельное

Плоскопараллельное

Возвратно-поступательное

Отсутствует

Полный оборот

Таблица 3. Кинематические пары. Звенья рычажного механизма.

Обозначение

Звенья пары

Название

Класс

О

6-1

Вращательная

5

А

1-2

Вращательная

5

В

2-3

Вращательная

5

B

  C

3-4

6-3

Вращательная

Вращательная

5

5

D

4-5

Вращательная

5

D

5-6

Поступательная

5

Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева

W = 3*n – 2*p5 - p4, где:

W - число степеней подвижности механизма;

N=5 - число подвижных звеньев ;

р5=7 - число низших  кинематических пар (пятого класса);

р4=0 - число высших кинематических пар (четвертого класса);

W=3*5-2*7=1.

Звено 1 примем за входное. Разделим кинематическую схему механизма на начальное звено (рис. 3,а) и структурные группы (рис. 3 б,в).

                                                                 2                                       4


                      1                                                                                                          5

                                                                                    3


Рис. 3 а Механизм 1-го класса                   Рис. 3 б,в Гр. Ассура 2-го класса,                                                                                                                      

2-го порядка

2.3 Кинематический анализ рычажного механизма.

Рабочий ход механизма осуществляется тогда, когда ползун движется влево.

Данные, необходимые для расчета кинематических диаграмм,планов скоростей, ускорений и силового расчета: n1 = 63 об/мин .

2.3.1 Кинематические диаграммы движения ползуна.

Диаграмму перемещений строим, замеряя соответствующие перемещения ползуна и откладывая их вдоль оси перемещений:

S= 4,8/103=0.047 ; t=2p/w=2*3,14/6,6=0.95 .

Для построения диаграммы скоростей используем метод графического дифференцирования (метод хорд). Диаграмма скоростей выполняется в масштабе v , равном:

mv=ms/H*mt=0,047/22*0,95=0,0022 (м/с)/мм.

Для построения диаграммы ускорений продифференцируем графически диаграмму перемещений. Диаграмма ускорений выполняется в масштабе а.:

Рассчитываем масштабный коэффициент:

ma=mv/H*mt=0,0022/22*0,95=0,001.

2.3.2 Планы скоростей.

План скоростей строится для определения графическим методом скоростей характерных точек звеньев механизма.

План скоростей выполняется в масштабе v.

*v =   ; 

 Рассмотрим  группу Ассура 2 – 3 (АВ). Она присоединена с помощью шарниров к точкам  А и В. Величина скорости точки А определяется по формуле : V a =1*lOA,

где 1 -угловая скорость первого звена, рассчитывается по формуле :v1=*n1/30=3.14*63/30=6.6 c-1,где n1- частота вращения первого звена.

Определим величину скорости точки А:

V a  = 6.6*0,1 = 0.66 м/с .

Построение плана скоростей выполняем в соответствии с системой уравнений:

 {VB = VA + VBA

 {VB = VC + VBC  (VC=0) ;

 


  {VD  = VB + VDB

{VD = VD6 + VDD6 .   

Масштабный коэффициент плана скоростей будет:

v= .

Определим угловые скорости звеньев. Угловая скорость звена 1 1 былаопределена выше. Она направлена по часовой стрелке и равна 6.6 с-1 .Угловые скорости остальных звеньев найдем по формулам:

=VBA/lAB=ab*v/lAB=32*0.016/0.45=1.14 с-1;

= VB/lBC=pb*0.016/lAB=62.5*0.016/0.4=2.50 c-1;

= VDB/lBD=bd*0.016/1.5=34*0.016/1.5=0.36 c-1.

2.3.3 Планы ускорений.

План ускорений строится для определения графическим методом ускорений характерных точек звеньев механизма. План ускорений строится в масштабеa. Масштабный коэффициент находится аналогично масштабному коэффициенту плана скоростей.

Полное ускорение звеньев механизма складывается из нормальной и тангенциальной составляющей и находится по формуле:

а = ;

aA=anA=12*lOA=6.62*0.1=4.356 м/c2.

Построение плана ускорений выполняем в соответствии с системами уравнений. Для определения ускорения точки B напишем два векторных уравнения:

{aB = aA + anBA + atBA

{aB = aC + anBC + atBC (aC=0);

Определим нормальные ускорения    anBA и anBC:

    anBA=22*lAB=1.142*0.45=0.58  м/c2;

anBC=32*lBC=2.52*0.4=2.5  м/c2.

Рассмотрим следующие два уравнения для определения ускорения точки D:

    {aD = aB + anBD + atBD

{aD = aD6 + akDD6 + atDD6  (aD6=0, akDD6=0) .

Найдем нормальное ускорение an BD:

an BD=42*lBD=0.362*1.5=0.19 м/c2.

Масштабный коэффициент плана ускорений будет:

*a=aA/a=4.356/87.12=0.05.

Определим длину отрезков на плане ускорений:

an1=anBA/*a=0.585/0.05=11.7 мм;

n2=anBC/*a =2.5/0.05 =50 мм;

bn3=anDB/*a =0.1944/0.05=3.88 мм .

Ведущее звено 1 вращается с постоянной скоростью, поэтому его угловое ускорение 1=0. Найдем угловые ускорения остальных звеньев:

 =  = 194*0.05/0.45=21.56 c-2;

=atBC/lBC=103.5*0.05/0.4= 12.94 с-2;

=atDB/lDB=8.5*0.05/1.5= 0.28 с-2.

 

                        2.4 Силовой расчет механизма.

Целью силового расчета является определение реакций в кинематических парах. Силовой расчет выполнен по принципу Даламбера, cогласно которому к звеньям механизма условно прикладываются силы инерции звеньев, моменты сил инерции, и все внешние силы. Считаем динамическую систему статической, т.е. неподвижной и составляем уравнения кинетостатики используя аксиомы и теории статики в том числе условия равновесия сил: сумма всех сил действующих на звено равна нулю. Силовой расчет начинаем со структурной группы 4-5.  Структурные группы изображаем в соответствии с масштабным коэффициентом ml=lBD/BD =1.5/150=0.01м/мм.

Определяем силы инерции, моменты инерции по формулам:

G4=m4*g=931 H; G5=m5*g=4410 H;

Fи5= m5*as5 = m5**d**a=450*109*0.05=2452.5 H;

Mи5 =0 ;

Fи4= m4*as4 = m4**s4**a=95*112.5*0.05=534.4 H;

Mи4 = - Js4*=-42*0.28=-11.76 Н*м .

Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки D:

*MD = 0;

Fи4*hFи4+ Ft3,4*LBD+ G4*hG4+ Mи4*1/*L=0;

hFи4=22мм;  LBD=150мм; hG4=72мм .

Выразим из уравнения    Ft3,4:

Ft3,4=(-534.4*22-931*72-11.76/0.01)/150=-533 H.

Масштабный коэффициент будет равен:

*F=500/10=50 Н/мм. Отсюда найдем F45 и F34:

F45=F45**F=125*50=6250 H;

F34= F34**F= 35*50=1750 H

Определим моменты инерции и силы инерции второго и третьего звена:

G3 = 196 H;

G2 = 176.4 H;

Mи2 = - Js2*= -0.04*21.56=-0.8624 Н*м;

Fи2 =  m2*as2 = m2**s2**a=18*32*0.05=28.8  H;

Mи3=-Js3*=-1*12.94=-12.94 H*м;

Fи3 =  m3*as3 = m3**b**a=20*115*0.05=115 H .

Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки В:

MB(2) = 0;

Ft1,2*hF1,2 + Mи2*1/*L + G2*hG2 - Fи2*hFи2 = 0.

Выразим из уравнения Ft1,2:

Ft1,2*45=Fи2*12- G2*3- Mи2/0.01;

Ft1,2=(28.8*12-176*3-86.24)/45=-6 H;

*MB(3) = 0;

Ft2,3* hF2,3- G3*hG3- Fи3*hFи3+ Mи3*1/*L=0.

Выразим из уравнения Ft2,3:

Ft2,3=(196*10+115*18-1294)/40=68.4 H

Масштабный коэффициент будет равен:

*F=3 Н/мм  , отсюда

F1,2=F1,2**F=1780.88 H;

F2,3=F2,3**F=2653.6 H.

Составляем векторную сумму сил и сумму моментов относительно точки O:

*MO = 0;

Mур-F2,1*hF2,1**L=0.

Из этого уравнения определяем уравновешивающий момент:

Mур= F2,1*hF2,1**L=480*21*0.01=100.8 Н*м.

Уравновешивающий момент является тормозящей нагрузкой, т.к. он направлен в сторону, противоположную направлению угловой скорости.

Теперь определяем мощность двигателя, учитывая что частота вращения

ω1  = 6.6 c-1

Pдв = 9968.1*6.6= 65.8 кВт.

 

3.Расчет зубчатого механизма.

         3.1 Исходные данные для расчета зубчатого механизма.

 



a


nДВ


                                                   m                                 

                         m1                                 



                                                                                                   nP


b

Рис.4.Схема зубчатого механизма

Таблица 4. Исходные данные для проектирования зубчатого механизма.

Параметр

nдв

nр

m1

Za

Zb

m

Размерность

об/мин

об/мин

мм

-

-

мм

Величина

1260

63

4

14

45

7

3.2 Расчет зубчатой передачи.

Зубчатый механизм предназначен для понижения угловой скорости вала и увеличения крутящего момента.

Вычислим окружной шаг по делительной окружности и угловой

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Расчетно-графические работы
Размер файла:
292 Kb
Скачали:
0