Введение:
Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, повышающих производительность и облегчающих труд человека, а также обеспечивающих средства исследования законов природы.

Курсовая работа является первой самостоятельной работой, направленной на конкретном решение задач в области конструирования машин. Она позволяет закрепить основные положения теории машин и общие методы кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов.
Исходные данные



₄

			O3
	O1   O1oooooooo O1

Дано:

 


















Раздел 1: Синтез рычажного механизма.
1.1 
Определение недостающих размеров.
1.   Наибольший размах коромысла y₃=28⁰, т.о. угол j_3
max
=14⁰

2.   Угол j₄ , находиться через придаточное отношение, т.о.
j_4
max
=
j_3
max
/i₃₄=14⁰*45/7=90⁰
3.   Определим длину l₁, которая находиться из прямоугольного треугольника и будет равна l₁=sin14⁰*l_O1O2=sin14⁰*425=103 мм

1.2 Определяем угловые скорости и линейные скорости с помощью метода замкнутого контура, для этого строим векторный контур:






0X:



0Y:



           







Значения угловых и линейных скоростей 12 положений механизма сведены в таблицу 1.

 

1.3                
 Определение приведенного момента инерции.
Пусть ведущее звено обладает J
_п (момент инерции) относительно оси его вращения, который заменяет все моменты инерции звеньев и называется приведенным моментом инерции. Под которым понимают условный момент инерции, которым должно обладать звено приведения относительно оси его вращения, чтобы кинетическая энергия этого звена в каждом рассматриваемом положении механизма была равна сумме кинетических энергий всех его звеньев. Из этого равенства определяем приведенный момент инерции ведущего звена:

здесь:


1.4                
 Определение момента

сил сопротивления.
В общем случае формула момента сил сопротивления имеет вид:

где: n - количество подвижных звеньев

S_i - любая точка i
-го звена, к которой приложена сила сопротивления F_i

V_s - скорость точки S_i

 w₁ - угловая скорость ведущего звена

(F_i;V_s) - угол между векторами F_i, V_s

Т.О. в нашем случае уравнение примет вид: причём сила F - это производственная сила и она будет действовать при рабочем ходе квантователя (при движение вверх).
 - движение вверх

 - движение вниз




- движение

вверх




- движение

вниз
1.5                
 
Построение

графика работ сил полезного сопротивления и работы движущих сил.
Построение графика А_П.С=А_П.С(j
) численно проинтегрировав М_П по формуле:

В связи равенства А_д=А_П.С в конце и считая М_д=const, т.о. определяем момент движущих сил по формуле:


1.6                
 
Построение графика кинетических энергий.
Кинетическая энергия механизма будет находиться из разности.

Строим функции Т₁ и Т₂:
         
Из графиков кинетических энергий определяем углы j
_max
и j
_min, по углам j
_max и j
_min из графика приведённого момента инерции определяем J
_П
и J
_П.
1.7                
 Определение момента инерции маховика.
Момент инерции маховика будет определяться по формуле:


где: 
T_max=34
Дж
T_min= -7,375
Дж
 
j
_max
=60⁰ 
j
_min
=300⁰  J
_П
=0
,11кгм²  J
_П
=0
,01
кгм²

Раздел 2: Киностатический анализ рычажного механизма.
2.1 Для одного положения механизма при рабочем ходе построить план скоростей и ускорений. Определить ускорения центров масс звеньев и их угловые ускорения.
2.1.1 Определение скоростей (построение плана скоростей).
Необходимые данные: А₃О₂=339,73 мм; О₁А₂=103 мм; О₁О₂=425 мм; О₂S₃=280
мм; О₃
F=100
мм; СО₃=13,16 мм; О₂В=84,57 мм; СВ=35,57 мм;
j₁=10,47
рад/с;
e₁=0
.

 







 

 


2.1.2
Построение плана ускорений.



С помощью плана ускорений и масштабного коэффициента находим ускорения .


Определение ускорения точки С:


                 




Определяем ускорение центра масс:



2.2
Определяем

инерционную нагрузку звеньев.

 


2.3 Для выбранного положения механизма вычерчивываем в масштабе структурные группы с изображением с изображением приложенных к звеньям сил.




W=3*n-2*p₅-p₄=12-2*5-1=1  n=4; p₅=5; p₄=1

Заменяем пару 4-го класса на две 5-го класса:

W=3*n-2*p₅=3*5-2*7=1  n=5; p₅=7





Группа II (5;4)

W=3*n-2*p₅=3*2-2*3=0





Группа II (2;3)

W=3*n-2*p₅=3*2-2*3=0





Группа I (0;1)

W=3*n-2*p₅=3-2=1
I (5;4)- II (2;3)- III (0;1)
2.4
Определить реакции во всех парах механизма.
2.4.1 Рассмотрим систему состоящую из 4 и 5 звена. К ним приложены силы:




Для определения R₅₄ составим уравнение моментов относительно точки О₃:

Неизвестные реакции находим с помощью плана сил (лист 2).
2.4.2 Рассмотрим группу состоящую из звена 2 и 3. К ним приложены силы:



Для определения R₂₁ составим уравнение моментов относительно точки О₂:



Неизвестные реакции находим с помощью плана сил (лист 2).
2.4.3 Рассмотрим группу состоящую из звена 0 и 1. К ним приложены силы:


Для определения F
_у
составим уравнение моментов относительно точки О₁:




Неизвестные реакции находим с помощью плана сил (лист 2).

2.5 Построить рычаг Жуковского.
Используя, правило Жуковского и записав моменты относительно полюса, получим:

Раздел 3: Эвольвентное зацепление

Z₁ =16, Z₂ =25- числа зубьев колёс

m = 5 мм- модуль зацепления

h^*_a = 1- коэффициент высоты головки зуба

h^*_l = 2- коэффициент граничной высоты зуба

с^* = 0,25- коэффициент радиального зазора

a = 20⁰- угол профиля исходного контура

x₁= 0,45- коэффициент смещения шестерни

x₂= 0,4- коэффициент смещения колеса

Наименование параметра	Обозначение	Расчётная формула
Коэффициент суммы смещений	X å = 0,85	X å = X1+X2
Угол зацепления	a w =250
Межосевое расстояние	a w =106,28 мм

Расчёт зубчатых колёс

Наименование параметра	Обозначение	Расчётная формула
Делительный диаметр Шестерни Колеса	d1= 80 мм d2= 125 мм
Передаточное число	i= 1,5625
Начальный диаметр Шестерни Колеса	dW1= 83 мм dW2= 130 мм
Коэффициент воспринимаего смещения	y= 0,755	a= 102,5
Коэффициент уравнительного смещения	y= 0,095
Диаметр вершин зубьев Шестерни Колеса	dA1= 93,6 мм dA2= 138 мм
Диаметр впадин Шестерни Колеса	df1= 72 мм df2= 116,5 мм
Диаметр основной окружности Шестерни Колеса	dB1= 75,2 мм dB2= 117,46 мм
Шаг	p= 15,7
Толщина зуба по делит.окружности Шестерни Колеса	S1= 9,49 мм S2= 9,31 мм

Проверка качества зацепления
1.            Подрезание отсутствует, если коэффициент смещения Х больше велечины X_min определяется  по формуле:



т.е. должны выполняться условия:

  

2.            Проверка отсутствия интерференции.
Интерференция зубьев состоит в том , что при рассмотрении теоретической картины зацепления часть пространства оказывается занятой двумя взаимодействующими зубьями.

Интерференция отсутствует если:



p_p- радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке

p_l- радиус кривизны профиля зуба в граничной точке
 
где a₁ и a₂- определяются так:

 
 
3.            Проверка коэффициента перекрытия
Коэффициент торцевого перекрытия e_a называют отношение угла торцевого перекрытия j_a, зубчатого колеса и его угловому числу t:

Вычисление коэффициента перекрытия осуществляется по формуле:

Величена коэффициента перекрытия e_a должна быть больше 1,2
4.            Проверка заострения зубьев
Толщина зубьев S_a на окружности вершин должна удовлетворять условию: .  При однородной структуре материала зубьев , а при поверхностном технологическом упрочнение . Толщина зубьев по окружности вершин определяется по формуле:







Заключение:
В результате выполнения данной курсовой работы мы закрепим и обобщим знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научились применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления), методы для исследования различных кинематических схем, механизмов и машин различных типов.































Литература:
1.     Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.-М.; Наука, 1988.

2.     Зиновьев В.А. Курс теории механизмов и машин.-М.; Наука, 1972.

3.     Теория механизмов и машин: Учебник для втузов / Под ред. К.В.Фролова.-М.; Высшая школа, 1987.