arhangelsk (Методические указания по курсовому проекту под ред. Архангельской)

Министерство высшего и среднего специального образованияРоссийской ФедерацииМосковский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революциии ордена Трудового Красного Знаменигосударственный технический университет им. Н.Э. БауманаУтвержденоредсоветом МГТУкак учебное пособиеУЧЕБНОЕ ПОСОБИЕДЛЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯПО ТЕОРИИ МЕХАНИЗМОВЧасть IПод редакцией Т.А. АРХАНГЕЛЬСКОЙМосква1979 – 2002Настоящее учебное пособие для курсового проектирования по теориимеханизмов издается в соответствии с учебным пленом.Рассмотрено и одобрено кафедрой теории механизмов 03.07.1979,методической комиссией факультета ОТ и Учебно-методическим управлением.Рецензенты кафедра ТММ ВЗМИ,к.т.н.

доц. Л.С. ГрадзенскаяВведение и глава I написаны к.т.н., доц. Д.М. Дукичевым, глава II - доц.Т.А. Архангельской, глава III - к.т.н., доц. В.М. Акопяном.2ВВЕДЕНИЕВ комплексных заданиях для курсового проекта объект проектирования(машинный агрегат или прибор) разбит на основные узлы и для каждого из нихрекомендована структурная схема механизма, наиболее удовлетворяющаязаданным условиям.

В числе этих механизмов могут быть рычажный икулачковый механизмы, зубчатая передача и планетарный зубчатый механизм.Выполнение курсового проекта предусматривает кинематическоепроектирование,динамическиеисиловыерасчетымеханизмов.Проектирование механизма завершается построением его кинематическойсхемы с размерами для дальнейшего конструктивного оформления ипрочностного расчета деталей машины.Объем проекта - 4 листа чертежей формата A1 (594x841) и расчетнопояснительная записка, содержащая описание всех выполненных расчетов играфических построений.При выполнении проекта можно применять аналитические в графическиеметоды расчета. Аналитические методы позволяют получить любую требуемуюточность результата; если же они не дают простого решения и нет возможностииспользовать ЭЦВМ, то следует применять приближенные графоаналитическиеи чисто графические методы расчета.При графическом изображении механических величин масштабобозначается буквой  с индексом, указывающим, к какой величине онотносится, например: масштаб длин  l мм м , масштаб сил  P мм Н и т.д.Для измерения механических величин принята система СИ с основнымиединицами: метр (длине), килограмм (масса) и секунда (время).В таблице приведены множители перевода единиц техническое системыи внесистемных единиц в систему СИ.Величина1Частота вращенияСкоростьСилаМассаМомент инерцииМомент силыДавлениеРабота, энергияМощностьОбознач.единицы в РазмерностьСИ231/с1/см/см/сНкгм/с2кгкгкгм2кгм2кгсм2/с2НмПакг/мс2Джкгм2/с2Вткгм2/с3Перевод единиц техническойсистемы в единицы СИ41 об/мин = 1/60 1/с1 м/мин = 1/60 м/с1 кгс = 9.81Н1 кгсс2/м = 9.81 кг1 кгсмс2 = 9.81 кгм21 кгсм = 9.81 Нм1 кгс/см2 = 9.81104 Па1 кгсм = 9.81 Дж1 кгсм/с = 9.81 Вт1 л.с.

= 736 Вт3Примечания:1. Для образования кратных и дольных единиц можно применять приставки:"М" - мега (106); "к" - кило (103); "м" - милли (10-3); "мк" - микро (10-6).2. Средняя угловая скорость определяется по формуле  ср  2    n рад/с, где n частота вращения, 1/с.3. Вес, заданный в кгс, численно равен массе, выраженной в кг.4. Маховой момент пересчитывается в момент инерции по формулеJ  0.25  G  D 2 кгм2, где GD 2 - маховой момент, кгм2.5. Крутящий момент M  N  Нм, где N – мощность, Вт;  - угловаяскорость, рад/с.4Глава 1ПРОЕКТИРОВАНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ СХЕМПЛОСКИХ РЫЧАЖНЫХ МЕХАНИЗМОВЦелью проектирования является создание (синтез) кинематической схемымеханизма, которая обеспечит требуемый закон изменения кинематическихпараметров при минимальных размерах механизма.В рычажных механизмах с периодическим циклом работы должна бытьобеспечена проворачиваемость кривошипов.

Каждый вид механизма имеетсвои условия проворачиваемости, которые рассмотрены ниже.При проектировании механизмов необходимо учитывать динамическиепоказатели работы. Одним из них является условие передачи сил от ведущегозвена к ведомому. Характер силового воздействия на звено определяют угломдавления  - углом между вектором силы, действующей на ведомое звено (безучета трения и ускоренного движения масс), и вектором скорости точки ееприложения. Для нормальной работы механизма угол давления не долженпревышать максимально допустимого для каждого вида механизма значенияд .§ 1.

Проектирование кривошипно-ползунных механизмовВнеосный кривошипно-ползунный механизм (рис. 1а) и его частныйвариант - центральный механизм (рис. 1б) могут быть использованы как приведущем кривошипе I, так и ведущем ползуне 3.Условие проворачиваемости кривошипаL2  L1  eгде L1 - длина кривошипа 1;L2 - длина шатуна 2;е - величина внеосности или эксцентриситета.5При несоблюдении этого условия механизм становится коромысловоползунным.

Ход H ползуна определяется крайними положениями его точки B( B1 и B2 ).Для нормальной работы механизма по условию передачи сил вкинематических парах необходимо, чтобы угол давления  не превышалдопустимого значения  max   д . Ориентировочно при рабочем ходе  д  30 ,при холостом  д  45 . В центральных механизмах поршневых машин max  10...20 .а) Проектирование по средней скорости ползуна (поршня)Этот вариант чаще всего применяется при проектировании центральногомеханизма (ряс. 1б).Исходные данные: средняя скорость ползуна (или поршня) Vср м/с;частота вращения вала кривошипа (число оборотов в секунду) n, отношениедлин кривошипа и шатуна   L1 L2 .Так как время одного оборота вала равно 1 n с, то средняя скорость4Lползуна Vср  1 , откуда:1nVL1  ср м (1)4nLL2  1 . (2)Ход ползуна (поршня) H  2L1 .

Максимальный угол давления (при  90 и 270 )  max  arcsin  .б) Проектирование по двум положениям кривошипа и соответствующемуперемещению ползунаИсходные денные для центрального механизма (рис. 2): угловыекоординаты звена 1 1 ,  2  0 в начальном и конечном положениях,перемещение ползуна h, отношение длин кривошипа и шатуна   L1 L2 .Из OA1 B1 L1 L2  sin 1 sin 1 , откуда 1  arcsin  sin 1 . Проецируя векторную цепь L1  L2 на ось x в двух заданных положениях,имеемh  X b1  X b1  L1  L2   L1 cos 1  L2 cos 1  ,откуда после подстановки L2  L1  получимh(3)L1 11  cos 1  1  cos 1 Длину шатуна определяют по формуле (2).6§ 2.

Проектирование четырехшарнирных механизмовЧетырехшарнирный механизм (рис. 3) может быть трех видов:кривошипно-коромысловым,двухкривошипнымидвухкоромысловым.Положения звеньев 1 и 3 в системе координат OXY определяются их угловымикоординатами  и  .Согласно правилу Грасгофа для кривошипно-коромыслового механизмасамое короткое его звено будет кривошипом, если сумма длин самогокороткого и самого длинного звеньев меньше суммы длин остальных звеньев.Для двухкривошипного механизма кривошипами будут звенья,соединенные с самым коротким звеном, являющимся стойкой механизма, приусловии, что сумма длин стойки и самого длинного звена меньше суммы длиностальных двух звеньев.В расчетах нужно учитывать максимальное значение угла давления  .

Воизбежание чрезмерно больших значений силы Q23 (или даже заклиниваниямеханизма) необходимо, чтобы Qmax   д ; ориентировочно при рабочем ходе д  45 , при холостом  д  60 .а) Проектирование кривошипно-коромыслового механизма1 вариант. Дано: длина стойки L4 , длина коромысла L3 и его координаты 1 и  2 в крайних положениях (рис. 4)Соединяя пряными точки B1 и B2 с точкой О, имеемLOB1  L2  L1 LOB 2  L2  L1 откуда7L1  1 2 LOB1  LOB 2   (4)LOB 2  1 2 LOB1  LOB 2 2 вариант. Дано: длина коромысла L3 , его координаты  1 и  2 в крайнихположениях, коэффициент изменений средней скорости звена 3 при прямой(рабочем) и обратной (холостом ) ходах K  обр 1 ; кривошип вращается прравномерно 1  const  (рис.

4).Разность  2   1   - угловой ход (размах) звена. За время прямого ходаt пр кривошип повернется на угол 180    , а за время обратного хода tобр - наугол 180   , где   B1OB2 . Следовательно, tобр 180  ,K  t пр 180  откудаK 1  180 K  1Дальнейшее решение основано на теореме геометрии, согласно которойвписанный в окружность угол равен половине центрального угла,опирающегося на ту же дугу. Для этого построим равнобедренный B1 B2 D , вкотором B1 DB2  2 .Окружность радиусом r  LDB является геометрическим местом искомогоцентра вращения кривошипа, поскольку в любой точке этой окружностивписанный B1OB2 равен половине центрального B1 DB2  2и,следовательно, B1OB2   . Точка О находится как точка пересеченияокружности радиусом r с осью абсцисс. Величину r целесообразно найти28аналитически (из DFB2 и CFB2 ) по формулеL sin  2r 3(6)sin Длина стойки L4  LOC ; размеры звеньев L1 и L2 определяют по формулам(4).Максимальный угол давления    max будет в положении кривошипаOA1 .

Если в полученном решении  max   д , то нужно выбрать другоеположение точки O на окружности радиусом r.б) Проектирование четырехшарнирного механизма по трем положениямвходного и выходного звеньевДано (рис. 5): длина стойки L4 , длина L3 выходного звена 3 и его угловыекоординаты  1 ,  2 ,  3 в трех положениях, углы поворота входного звена 1 поотношении к его начальному (первому) положению  2  1  и  3  1  .Требуется найти длины звеньев L1 , L2 и начальную угловую координату1 звена 1.Задача решается графически ианалитически методом обращениядвижения,когдавсемзвеньяммеханизмасообщаетсяугловаяскорость  1 . При графическомрешении (см.

рис. 5) в системекоординат OXY строим линии стойкидлиной L4 , поворачивая ее поотношению к первому положению науглы   2  1 ,   3  1  и позаданным значениям L3 ,  1 ,  2 ,  3определяем положения точек B1 , B2 ,B3 . Затем находим точку A как центрокружности, проходящей через точкиB1 ,B2 ,B3путем построенияперпендикуляровксерединамотрезков B1 B2 и B2 B3 .

ИскомыеразмерызвеньевL1  OA1  l ,L2  A1 B1  l , где  l - масштаб чертежа.При аналитическом расчете сперва находят координаты точек Bi (индексi  1,2,3 ) по следующим формулам, полученный проецированием векторной цепи L4  L3 координатные оси:X Bi  L4 cos i  1   L3 cos i   i  1 ,YBi   L4 sin  i  1   L3 sin i   i  1 .После этого можно определить координаты искомой точки A1 из системы9уравнений окружности радиусом L2 , проходящей через три известные точкиBi ,X X A1   YBi  YA1   L22 , ( i  1,2,3 ) (7)После преобразований система (7) сводится к системе трех линейныхуравнений с тремя неизвестными X A1 , YA1 и L2 . Длина звена 1 L1  X A21  YA21 ,Yего начальная угловая координата 1  arcsin A1 .L1Данный способ можно применить для приближенного синтеза механизмапо большему числу положений.