Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО СВЯЗИ
Федеральное государственное образовательное бюджетное учреждение высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный университет телекоммуникаций
им. проф. М. А. Бонч-Бруевича»
Кафедра конструирования и производства радиоэлектронных средств связи
Курсовая работа
на тему:
«Синтез, кинематический анализ механизма.
Расчет на прочность»
по дисциплине «Прикладная механика»
Вариант 3
Выполнил:
Студентка группы: РК-32
Ф. И. О: Тарасик Е. Э.
Подпись: __________
Проверил:
Ф. И. О: Чуракова Л. Д._
Подпись: ____________
Дата: ________________
Санкт-Петербург
2014г.
|
[1] Оглавление [2] Введение. [3] Пояснительная записка. [4] 2. Кинематический анализ механизма. [5] Расчет на прочность: [6] 4. Выводы. [7] Список литературы. |
Необходимо произвести расчет планетарного механизма, включающий синтез и кинематический анализ механизма.
Дано:
схема механизма – 3;
передаточное отношение механизма
угловая скорость рабочего звена ;
модуль зубчатых колес m(мм)=1,5.
5.Часть II.
Необходимо произвести расчет на прочность основных элементов конструкции.
Задача 1:
Дано:
E=МПа
[σ] = 120 МПа;
= 500 мм;
F = 200 H.
Задача 2:
Дано:
[σ] = 140 МПа;
= 300 мм;
F = 100 H.
1.1. Схема планетарного механизма.
Схема 3. Планетарный механизм со сложным сателлитом и внутренними зацеплениями колес.
Синтез планетарного механизма заключается в определении чисел
зубьев зубчатых колес для обеспечения заданного передаточного отношения и в определении числа сателлитов и основных геометрических размеров механизма.
При этом числа зубьев и число сателлитов должны удовлетворять трем условиям:
— условию соосности;
— условию сборки;
— условию соседства.
Согласно выбранной схеме эти три условия записываются следующим образом:
—условие соосности: z1 – z2 = z4 – z2’;
— условие сборки:
— условие соседства (для случая внутреннего зацепления):
водиле.
Т.к. задано, то передаточное отношение будет рассчитываться
по формуле:
Т.о. получаем, что a=3, b=1, c=3, d=8. Отсюда числа зубьев z1, z2, z2’, z4 рассчитываем по формулам:
Выбираем γ=1, тогда z1 = 200, z2 =68, z2’ = 66, z4 = 198.
Проверим условие соосности:
200 – 68 = 198 – 66. Это равенство выполняется, значит, число зубьев удовлетворяет условию соосности.
1.3.3. Определение передаточного отношения при остановленном водиле с учетом чисел зубьев колес и числа внешних зацеплений (n).
1.3.4. Определение действительного передаточного отношения механизма при ведущем звене 3(Н).
1.3.5. Определение теоретического числа сателлитов К’0.
1.3.6. Определение теоретического числа сателлитов для внутреннего зацепления K’1.
Т.к. z4 > z1 то в формуле z1 заменяем на z4, а z2 на z2’. Таким образом K’1 будем искать по формуле:
K’1≤ 5,60
За действительное число сателлитов К принимают наименьшее из
чисел К0 и К1.
Таким образом, действительное число сателлитов К=2.
1.3.8. Определение диаметров делительных окружностей зубчатых колес.
Диаметр зубчатых колес определяется по формуле:
di = mzi
Диаметры зубчатых колес:
d1 = 1,5200 = 300 мм
d2 = 1,568 = 102 мм
d2’ = 1,566 = 99 мм
d4 = 1,5198 = 297 мм
2.1. Задачи кинематического анализа механизма.
Необходимо привести расчеты и пояснения к выполняемому анализу графическим методом, определить максимальные окружные и угловые скорости звеньев, определить погрешность графического метода.
2.3. Определение масштабного коэффициента скорости.
2.4. Определение масштабного коэффициента длин.
2.5. Определение масштабного коэффициента угловых скоростей.
2.6. Определение графических размеров диаметров колес.
2.7. Определение максимальных окружных скоростей.
Для звена 1:
VB = VА = 14,13 (м/с)
Для звена 2:
Для звена 3:
VD = 0, т.к. мгновенный центр скоростей.
2.8. Определение угловых скоростей (число оборотов).
n2 = Kn|02| = 33.349 = 1631 (об/мин)
n3 = Kn|03| = 33.324 = 799 (об/мин)
2.9. Определение передаточного отношения при ведущем звене 3(Н).
2.10.Аналитическое определение угловой скорости ведущего звена 3(Н).
2.11.Определение угловых скоростей колес
2.14. Определение относительной погрешности для окружной скорости точки Е:
2.15. Определение относительной погрешности для передаточного отношения:
Дано:
Решение:
Из условия равновесия определяем реакцию заделки
:
Значение обозначает, что вектор на расчетной схеме можно направить в любом направлении по оси Х.
Разбиваем балку на четыре участка.
Построение эпюр продольных сил:
1-й участок , идем слева:
2-й участок , идем справа:
3-й участок , идем справа:
4-й участок , идем справа:
Строим уравнение продольных сил относительно оси . Положительные значения откладываем вверх от нулевой лини , отрицательные – вниз.
Построение эпюр нормальных напряжений:
1-й участок , идем слева:
2-й участок , идем справа:
3-й участок , идем справа:
4-й участок , идем справа:
Опасным сечение является любое сечение участка 3:
Из условия прочности определим диаметр прутка
Выбираем значение d. Определяем деформацию – общее удлинение . Из формулы Гука имеем:
Подставим значения:
Принимаем d=4 мм. Определим общее удлинение:
Ответ:
d=4 мм
Дано:
Решение: Из условия равновесия определяем реакцию заделки и реактивный момент заделки .
Отсюда:
Т. к. искомые величины имеют знак «+», то указанные направления векторов на расчетной схеме верны.
Строим эпюр поперечных сил и изгибающих моментов:
1-й участок, , идем справа
Для построения эпюр определим значение силы в двух точках. При х=0; . При х=l;
Изгибающий момент равен:
Это парабола, ветви направлены вверх. Определим значение изгибающего момента в трех точках:
Нм
Опасным является сечение В:
Максимальное напряжение - . Из условия прочности определяем
, где d – диаметр сечения
Ответ: d=27 мм.
n2 = 1167 (об/мин);
n3 = 875. (об/мин)
Таким образом, звенья механизма имеют большие угловые скорости.
Для звена 1: VB = VА = 0,75 (м/с);
Для звена 2: VЕ = 9 (м/с); Для звена 3: VО2 = 4,5(м/с).
Значит скорости звеньев считаются средними скоростями.
ё