Теория машин и механизмов курсовые работы

Министерство
транспорта Российской Федерации

Федеральное
агентство железнодорожного транспорта

ГОУ ВПО
«Дальневосточный государственный

Институт тяги
подвижного состава

По дисциплине
«Теория механизмов и машин»

На тему: «Исследование
рычажного механизма»

Студент:
Ким Ун Нам

Специальность:
«Подвижной состав железных дорог»

Преподаватель:
Поспелов Александр Иванович

Цель
работы

Целью выполнения
данной курсовой работы является
закрепление теоретических сведений,
полученных при изучении «Теории
механизмов и машин», приобретение
практических навыков конструирования
рычажных механизмов.

В данной работе
рассматривается механизм состоящий из
трех звеньев и трех кинематических пар.

Исследование
рычажного механизма включает три этапа:

Введение

Теория
механизмов и машин (ТММ) является основой
проектирования работоспособных
технических объектов. Основные задачи
ТММ – это анализ и синтез механизмов с
заданными параметрами, и проектирование
механизмов (определение его параметров),
удовлетворяющих заданным требованиям.
Результаты решения задач ТММ являются
исходными данными для более детального
проектирования объектов методами
деталей машин, сопротивления материалов
и специальных дисциплин.

1
Описание построений плана положений

Даны следующие параметры механизма:

lOA= 20 мм, lAB= 68 мм, lAC= 26 мм, е= 14 мм

ω1 = 80

, Р= 2F1, q = 10

Направление вращения кривошипа — по часовой стрелке.

Выражаем все длины в метрах:

lOA=0,02 м, lAB= 0,068 м, lAC= 0,026 м, е= 0,014 м

Определяем масштабный коэффициент длин, представляющий собой
отношение действительной длины в метрах к длине отрезка на чертеже в
миллиметрах. Изображаем длину кривошипа

на чертеже отрезком

Остальные длины звеньев, изображенные на чертеже, будут иметь
следующие значения:

Из произвольной точки

под углом φ1=260̊ откладываем отрезок l’OA=50,
получая точку

. Далее проводим горизонтальную прямую Х,
отстающую по вертикали на величину e’. Из
точки A раствором циркуля равным l’AB, на оси

делаем засечку, получаем точку B. На продолжении линии АВ откладываем расстояние l’AC и
отмечаем точку A. Указываем положение центров масс S1, S2, S3, которые находятся в серединах отрезков

и в точке В.

кинематический рычажный ускорение

Теория механизмов, машин и роботов —
наука, изучающая методы построения (синтеза) и исследования (анализа)
механизмов и машин. При синтезе требуется спроектировать механизм по заданным
структурным, кинематическим характеристикам. При анализе необходимо определить
скорости и ускорения точек, а также найти реакции в различных соединениях.

Теория механизмов, машин и роботов — первая инженерная
дисциплина и она является основой для изучения таких дисциплин как детали машин,
машины и аппараты легкой промышленности. Для изучения этой науки необходимы
знания по математике и теоретической механике.

Курсовое проектирование по теории механизмов и машин имеет
следующие цели и задачи:

а) ознакомить студентов с основными методами кинематического
и силового анализа, а также синтеза механизмов, используя графические и
аналитические методы;

б) научить студентов самостоятельно применять положения курса
при исследовании и проектировании конкретных механизмов, что должно
способствовать усвоению и закреплению теоретического материала;

в) привить студентам некоторые навыки применения ЭВМ для
анализа и синтеза механизмов, а также при проведении научно-исследовательских
работ.

Задание
Введение
1. Кинематический анализ механизма
1.1. Проектирование кривошипно-ползунного механизма
1.2. Структурное исследование механизма
1.3. Построение схемы механизма
1.4. Построение планов скоростей механизма
1.5. Построение планов ускорений механизма
1.6. Кинематические диаграммы точки D ползуна 3
1.7. Расчет скоростей и ускорений ползуна методом Зиновьева.
Метод Зиновьева. Положение 1.
Метод Зиновьева. Положение 2.
Метод Зиновьева. Положение 3.
Метод Зиновьева. Положение 4.
Метод Зиновьева. Положение 5.
Метод Зиновьева. Положение 6.
2. Силовой расчет рычажного механизма
2.1. Определение движущей силы Р (силы сопротивления, приложенной к ползуну 5)
2.2. Определение сил инерции звеньев
2.3. Определение реакций в кинематических парах групп Ассура
2.4. Силовой расчет ведущего звена механизма
2.5. Рычаг Н.Е. Жуковского.
3. Расчет маховика.
4. Синтез кулачкового механизма.
4.1. Определение минимального радиуса кулачка Rmin
4.2. Построение профиля кулачка
Список литературы

Объектом исследования является кривошипно-ползунный механизм.
В курсовом проекте исследованию подлежат рычажный и кулачковый механизм.
Рычажный механизм служит для преобразования возвратно-поступательного перемещение ползуна 3 из вращательного движения кривошипа 1.
В рычажных механизмах угловая скорость непостоянна и для более равномерного движения на валу кривошипа установлен маховик.
Для управления зажимом деталей применяется кулачковый механизм, который служит для преобразования вращательного движения в поступательное движение ведомого звена.

Значения длин кривошипа АВ и шатуна ВС даны по условию.

Определяем степень подвижности механизма по формуле
П.Л. Чебышева.

— число подвижных звеньев (кривошип АВ, шатун ВС, ползун D);

— число кинематических пар пятого класса (A(0;1), B(1,2), C(2,3), D(3,0));

— число кинематических пар четвертого класса..
Определяем класс и порядок механизма. Для этого разделим механизм на группы Ассура. Этот механизм состоит из одной группы Ассура II класса 1-го порядка 2-го вида (рис. 1, а), одной группы Ассура II класса 2-го порядка 2-го (рис. 1, а) вида и механизма I класса, состоящего из ведущего звена 1 и стойки 6.
В целом рассматриваемый механизм II класса 2-го порядка.

Чертеж лист 1

Чертеж лист 2

Чертеж лист 3

1
Расчет сил тяжести, сил и моментов инерции звеньев

Известны следующие параметры механизма:

Требуется определить реакции в кинематических парах и
уравновешивающую силу.

Изображаем механизм в заданном положении (рис. 2.1) с
обозначением масштабного коэффициента

1. Силы тяжести

, определяемые через массы звеньев, которые условно можно найти по
формуле

Силы тяжести прикладываются в центрах масс и направлены
вертикально вниз.

. Силы инерции звеньев

, определяются по формуле

Эти силы прикладываются в центрах масс и направлены они в стороны,
обратные ускорениям центров масс (план перенесен с первого листа).

. Сила полезного сопротивления:

она положена в точке B ползуна
3 и направлена горизонтально.

. Моменты сил инерции M,
которые можно найти по формуле

Моменты инерции звеньев определяем по формуле

Моменты сил инерции М направлены в стороны, обратные угловым
ускорениям.

4. Уравновешивающая сила

прикладываемая в точке A
кривошипа и направлена перпендикулярно ему. Пусть в нашем случае она направлена
влево.

Все силы и моменты указываем на механизме, причем длины векторов
берем произвольно.

Уравнение моментов будет иметь вид:

Так как сила оказалась положительной, то вектор

Используя графическое условие равновесия группы

составляем силовой
многоугольник (рис. 2.3) в масштабе

Вычисляем длины векторов сил:

Силы в многоугольнике идут в любом порядке, но желательно, чтобы
сначала шли все силы одного звена, а затем силы, действующие на другое звено.
Начало первой силы (в данном случае это сила

) обозначаем точкой. Соединяем конец последней силы (у нас это

) с началом первой, получая вектор

, который направлен в начало силы

. Замеряем длину этого вектора в
миллиметрах и умножаем на

, получая величину силы

Чтобы получить реакцию в шарнире B, нужно рассмотреть равновесие одного звена, второго. Для этого
начало силы

нужно соединить с концом силы

. Получаем вектор

, который идет в начало силы

. Замеряем длину этого вектора и умножаем
на

, получая значение силы

Изображаем отдельно кривошип 1 со всеми силами (рис. 2.4) причем
реакцию

направляем произвольно, а сила

направлена в сторону, обратную силе

. Из точки O проводим
перпендикуляры ко всем силам, замеряем их в миллиметрах и умножаем на

Кинето-статический расчет механизма.

Вес
узлов определяется из уравнения

где
m — масса узла;

g
— ускорение свободного падения.

Вес
G узлов 1, 2 и 3 определяются из
уравнений

где
m — масса звена;

— ускорение центра масс.

Сила
инерции узлов 1, 2 и 3 определяются из
уравнений

Момент
сил инерции Mин
определяется из уравнения

— угловое ускорение.

Моменты
сил инерции звеньев 1 и 2 определяются
из уравнений

Момент
инерции звена 2 определяется из уравнения

Величина
h1 определяется
из уравнения

Из уравнения равновесия определяем

Построение
плана ускорений

Определяем ускорение точки A:

Масштабный коэффициент ускорений можно найти путем деления этой
величины на длину πa вектора

Ускорение точки A направлено
параллельно кривошипу от точки A к центру О.

(полюса ускорений) (рис. 1.3) проводим вектор

Это ускорение направлено параллельно шатуну АВ от точки B к точке А. Находим длину
вектора этого ускорения:

Т.к. длина вектора

Из точки a(m) проводим прямую, перпендикулярную шатуну АB. Из полюса

направляем луч, параллельный стойке X. На пересечении ставим стрелки, получая векторы

Точку c соединяем с полюсом, получая вектор

В серединах отрезков πa, bc находим положение точек S1 и S2, соединяя которые с
полюсом, находим векторы ускорений

. Вектор ускорения

совпадает с вектором

Замеряя длины векторов неизвестных ускорений, находим их
численные значения:

Определяем угловое ускорение

в точку B механизма и
находим, что это ускорение направлено против часовой стрелки. Угловое ускорение
ɛ3 ползуна равно нулю.

1.3 Построение двенадцати положений механизма

Для механизмов, работающих периодически, строят 12 положений
механизма, которые соответствуют 12 равноотстоящим положениям входного звена (в
нашем случае OA). За исходное (нулевое) положение механизма принимается начало
рабочего хода выходного звена, т.е. крайнее положение противоположное
направлению силы полезного сопротивления —

(или моменту полезного
сопротивления — Mnc).

Определяется нулевое положение построением нескольких пробных
положений, пока выходное звено не окажется в крайнем положении. За нулевое
положение принимается крайнее правое положение ползуна, положение С0А0В0
(рис. 1.4).

Возьмем масштабный коэффициент равным μl, длины отрезков, изображающих звенья механизма
на чертеже, будут равны:

2
Расчет параметров кулачка

Даны следующие параметры механизма: график перемещений
толкателя (рис. 3.1), минимальный радиус кулачка r0=45 мм, радиус ролика r=14 мм, ход толкателя S=100 мм, направления
вращения кулачка — по часовой стрелке.

Выбираем масштабный коэффициент кулачкового механизма:

Находим размеры на чертеже:

Из произвольной точки O (рис.
3.2) проводим окружность радиуса R’=r’0+r’=45+14=59
мм, отмечаем угол нижнего выстоя

, оставшуюся часть окружности делим на 12 частей, причем нумерацию
точек

соединяем плавной кривой, которая
представляет собой центровой (теоретический) профиль кулачка. На теоретическом
профиле выбираем 12 точек, из которых проводим окружности радиусом r’=14 мм. С внутренней стороны ко всем окружностям проводим
общую кривую касательную линию, которая служит рабочим (действительным)
профилем кулачка. Действительный профиль кулачка и ролик с толкателем в одном
из положений обводим толстыми линиями, а остальные построения — тонкими.

Рычаг Жуковского

Из
уравнения равновесия определяем

Задание
к курсовой работе по ТММ

Данные для первого и второго листа

Данные для третьего листа

Схема механизма, закон движения

2 План ускорений и его свойства

Планом
ускорений механизма называется
совокупность планов ускорений отдельных
его звеньев, имеющих общий полюс.

Ускорение
точки В определяется из уравнения

Ускорение
точки С определяется из системы уравнений

Ускорение
точки С равно 2,1 м/с2

Свойства плана ускорений:

Ускорение центра масс первого, второго
и третьего звеньев определяется из
уравнения

2 Кинематическое
исследование механизма

Существует
три метода кинетического анализа
механизма:

Точка
B’ принадлежит стойке Х.

Так как скорости точек O и B’ равны нулю, то точки o и b’ помещаем в полюсе. Уравнения решаются
следующим образом. Из точки a проводим
линию, перпендикулярную шатуну АВ, а из полюса — линию, параллельную стойке Х.
На пересечении получаем точку b, ставим
стрелки, получая векторы скоростей

Для нахождения точки C находим
графически, используем отношение:

Откладываем эту величину на продолжении линии ab, полученную точку соединяем с полюсом,
получая вектор скорости

Численные значения скоростей получаем путем замера каждого вектора
и умножения полученной величины на

Определяем величину угловой скорости

находим так. Мысленно перенесем вектор

ползуна равна нулю.

1
Построение графиков перемещенияи ускорения по графику скорости

Известны следующие параметры механизма: безмасштабный график
перемещений толкателя (рис. 3.1), ход (максимальное перемещение) толкателя S= 100 мм, угловая скорость кулачка

Изображаем график перемещений толкателя таким образом, чтобы
горизонтальная ось N, обозначающая номера положений механизма
имела длину L=230,4 мм, а максимальная ордината была
равной S’max=100 мм.

Находим ординаты на графике перемещений:

Исходя из графика скорости толкателя, можно сказать, что
применяется линейный закон движения.

Фазовые углы поворота кулачка:

— фаза холостого хода,

— рабочий угол,

— фаза ближнего (нижнего) выстоя,

— фаза удаления (подъема) толкателя,

— фаза дальнего (верхнего) выстоя,

— фаза приближения (опускания) толкателя.

Рабочий угол кулачка (рабочая фаза) φр — центральный угол кулачка, равный сумме углов подъема верхнего
выстоя и опускания:

Предположим, что угол нижнего выстоя

тогда рабочий угол

Отсюда ход выходного звена:

Аналог скорости выходного звена соответственно равен для фазы
подъема:

Скорость движения толкателя на обеих фазах постоянна.

Аналоги ускорений S» на обеих фазах равны нулю, кроме положений a, b, c и d, где функция S’=S'(φ) имеет разрывы. В этих положениях теоретически ускорения выходного
звена являются равными бесконечности, что вызывает в зоне контакта звеньев
кулачкового механизма появление сил инерции, также равных бесконечности. Это
влечет за собой появление в механизме так называемых жестких ударов, при
которых силы, действующие на звенья механизма, теоретически достигают
бесконечности.

Практически ускорения в указанных положениях не равны
бесконечности, потому что обычно действительным профилем кулачка является
профиль, построенный как эквидистантная кривая к теоретическому профилю, что
вызывает изменение в этих положениях не только теоретического ускорения, но и
скорости. Кроме того, даже если толкатель заканчивается острием, то вследствие
упругости звеньев кулачкового механизма ускорения a не могут получаться
равными бесконечности благодаря амортизирующему эффекту упругих звеньев. Не
смотря на это, все же в указанных положениях мы можем получить размыкание
элементов высшей пары и соударение толкателя и кулачка.

Законы с жесткими ударами имеют ограниченное применение и
используются в неответственных механизмах, работающих при низких скоростях
движения и невысокой долговечности. Жесткие удары допускаются только в очень
тихоходных механизмах, приводимых в движение вручную.

1 Структурный
анализ механизма

Структурная
схема механизма изображена на рисунке
1

Рисунок
1 – структурная схема механизма

Степень
подвижности механизма определяется по
формуле

Где
n
– число подвижных звеньев механизма;

p1
– число одноподвижных кинематических
пар;

p2–
число двухподвижных кинематических
пар.

Данный
механизм имеет первую степень подвижности.

Первичный
механизм изображен на рисунке 2

Рисунок
2 — первичный механизм I кл

Группа
Ассура изображена на рисунке 3

Рисунок
3 — группа АссураIIкл,
1 вида

Механизм
изображенный на рисунке 1 II
класса.

1 План скоростей
и его свойства

Планом
скоростей
механизма называют совокупность планов
скоростей отдельных звеньев механизма
имеющих общий полюс.

Скорость
точки Bопределяется
из уравнения

– вектор скорости
точки В относительно точки А.

Скорость
точки А равна нулю.

Скорость
точки В относительно точки А определяется
из уравнения

Скорость
точки В относительно точки А равна 0,6
м/с.

Масштабный коэффициент
плана скоростей определяется из уравнения

Масштабный
коэффициент плана скоростей равен
0,005(м⁄с)/мм.

Скорость
точки С определяется из уравнения

– скорость точки
С относительно точки В.

Скорость
точки С относительно точки В определяется
из уравнения

Так
как нам неизвестна угловая скорость

,
составляется система уравнений.

– скорость точки С
относительно точки С4.

Скорость
точки С равна 0,63 м/с

Отрезок
BCна плане скоростей
является скоростью

второго звена равна 2,2 1/с

Скорость
точки s1определяется
из уравнения

Скорость
точки s1равна
0,3 м/с

равна 0,63 м/с.

Построение
плана скоростей

Определяем скорость точки A:

Находим масштабный коэффициент скоростей, для чего полученную
величину делим на длину вектора этой скорости, выбраннуюравной pa=160 мм:

(полюса скоростей) проводим вектор

(рис. 1.2) длиной 160 мм, который перпендикулярен кривошипу

и направлен в сторону его вращения.
Скорость точки

3
Определение уравновешивающей силы

Рассматриваем равновесие кривошипа, запишем уравнение
моментов относительно точки O:

Используя графическое условие равновесия кривошипа

, строим силовой
многоугольник для первого звена в масштабе

Соединяя начало первой силы

и конец последней

, который направлен в
начало силы

в точке O перечеркиваем и
направляем так, как он идет в многоугольнике.

Литература

1. Прикладная
механика. Раздел «Теория механизмов и машин»: методические указания к курсовой
работе для студентов специальности

-50
01 02 «Конструирование и технология швейных изделий», 1-50 02 01
«Конструирование и технология изделий из кожи» дневной и заочной форм
обучения/УО «ВГТУ»; сост. асс. С.Ю. Краснер, доцент А.Г. Сёмин, профессор А.В.
Локтионов. — Витебск, 2010. — 93 с.

.   Теория
механизмов и машин: методические указания к курсовому проекту по теории
механизмов и машин для студентов специальности 1-36 08 01 «Машины и аппараты
легкой, текстильной промышленности и бытового обслуживания населения» дневной и
заочной форм обучения /УО «ВГТУ»; сост. А.Г. Семин, А.В. Локтионов. — Витебск,
2008. — 108 с.

3.      Артоболевский,
И.И. Теория механизмов и машин: учебник для вузов/ И.И. Артоболевский. — 4-е
изд., перераб. и доп. — Москва: Наука, 1988. — 640 с.

.        Теория
механизмов и машин: Учеб. для втузов/К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов, и
др.; Под ред. К.В. Фролова. — М.: Высш. шк., 1987. -476 с.: ил.

.        Проектирование
и анализ кулачковых механизмов: методические указания / сост.: Ю.В. Воробьев,
Л.Х. Никитина, П.А. Галкин. — Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2006. — 32
с. — 250 экз.

.        Шутов
Д.А. Компьютерная графика в системе КОМПАС-3DLT 5.11: Учебное пособие. —
Иваново: ИГХТУ, 2006. — 64 с.

.        Кудрявцев
Е.М. КОМПАС3D. Моделирование, проектирование и расчет механических систем М.:
ДМК Пресс, 2008. 400 с., ил. (Серия «Проектирование»).

Вывод

В ходе работы над курсовой работой были выполнены
кинетический и силовой анализ, а так же синтез механизмов с использованием
графического и аналитического методов. При исследовании и проектировании
конкретных механизмов использовались положения курса и различные дополнительные
литературные источники, что способствовало закреплению теоретического
материала. При проведении научно-исследовательских работ активно использовалась
ЭВМ, выполнении чертежей графического раздела работы было использован САПР
«КОМПАС-3DV-13 Home».