Теорема об изменении кинетической энергии.

Стр 1 из 4Следующая ⇒

Кафедра ПРПМ

Направление: ВЗО Группа: ТПУ-14

КУРСОВАЯ РАБОТА

Студент: Шарипов Иброхим Шокир угли __________________

Руководитель: Балахнина Евгения Евгеньевна __________________

Оценка выполнения курсовой работы: ________________________________

Дата сдачи курсовой работы: ________________________________

Зарегистрировано на каф. ПРПМ: _____________________ ____________

(дата) (подпись)

Москва 2016/2017 учебный год

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МИСиС»

______________________________________________________________________________________________________________

Горный Институт

Кафедра ПРПМ

Задание

По выполнению курсовой работы

По курсу: Теоретическая механика

Студент группы ТПУ-14 Шарипов Иброхим Шокир угли _______________

1. Тема: Применение теоремы об изменение кинетической энергии к изучению движения механической системы.

2. Исходные данные:

3. Перечень подлежащих разборке вопросов:

4. Задание выдано:

5. Руководитель КР:

6. Задание принял к исполнению студент: Шарипов И.Ш. ____________

Оглавление:

1. Введение.

2. Специальная часть.

2.1. Теорема об изменении кинетической энергии к изучению движения механической системы.

2.2. Сравнительный анализ механизмов.

2.2.1.Планетарные механизмы.

2.2.2.Кривошипно-шатунные механизмы.

2.2.3.Кривошипно-ползунные механизмы.

3. Расчетная часть. Применение теоремы об изменении кинетической энергии к изучению движения механической системы.

4. Заключение.

5. Список литературы.

Введение.

Теорема об изменении кинетической энергии.

Сравнительный анализ механизмов.

ПЛАНЕТАРНЫЕ МЕХАНИЗМЫ

Планетарным называется механизм, в котором имеется хотя бы одно зубчатое колесо с подвижной в пространстве осью. Примером является механизм, представленный на рис.1.

Рис. 1. Однорядный планетарный редуктор. (Схема 1.)

Схема 2. Схема 3. Схема 4.

Рис. 3. Двухрядные планетарные редукторы.

На рычаге Н, называемом водилом, закреплен палец П, на котором надето колесо 2, свободно вращающееся вокруг пальца. При вращении водила Н вокруг оси О_н вместе с ним будет двигаться и зубчатое колесо 2, так что центр его О ₂ будет описывать оокружность радиусом r _H. Этим планетарная зубчатая пара принципиально отличается от обычной зубчатой передачи ( рис. 2 ), в которой оба колеса имеют неподвижные центры.

Как видно, движение колеса 2 ( рис. 1) похоже на движение планеты вокруг солнца, вследствие чего колесо 2 получило название планетарного, или сателлита, а центральное колесо 1 – солнечного. Нетрудно заметить также, что движение сателлита будет уже не простым вращательным, а более сложным – плоским движением.

Другой пример планетарного зубчатого механизма, но уже с внутренним зацеплением колес представлен на рис. 3. Здесь центральное колесо 1 называется коронным.

Планетарные механизмы обладают ценными свойствами: они имеют меньшие радиальные габариты и массу, высокий коэффициент полезного действия, работают с меньшим шумом, чем соответствующие зубчатые передачи с неподвижными осями, могут осуществлять значительные передаточные отношения. Поэтому они получили весьма широкое распространение в подъемно – транспoртных машинах, станках, металлургическом оборудовании, гусеничных и колесных машинах, в авиации, в приводах многих машинных агрегатов и в разнообразных приборах.

Пректирование планетарных механизмов включает три этапа: выбор схемы механизма, определение чисел зубьев колес для обеспечения заданного передаточного отношения и расчет на прочность. В курсе Теория механизмов ограничиваются рассмотрением первых двух этапов.

Выбор схемы механизма – инженерная задача, решение которой требует комплексного учета целого ряда факторов: условий работы механизма, приемлемых кпд, габаритов, массы, величины передаточного отношения, распределения его по ступеням и др.

Очень важно выбрать оптимальную схему механизма, так как одно и то же заданное передаточное отношение можно обеспечить различными схемами, которые будут значительно отличаться по кпд, массе, габаритам и другим дополнительным условиям.

При проектировании планетарных механизмов ( при подборе чисел зубьев) необходимо выполнить и проверить ряд условий:

1. Отклонение от заданного передаточного отношения механизма не должно превышать 10 %.

2. Зубчатые колеса нулевые. У них должен отсутствовать подрез зубьев. В этом случае колеса с внешними зубьями должны иметь не менее 18 зубьев, а с внутренними ( коронные шестерни) не менее 85 зубьев.

3. В зацеплении сателлит – коронная шестерня не должно происходить заклинивания. Данное условие обеспечивается при разности чисел зубьев коронной шестерни и зацепляющегося с ней сателлита равной 8.

4. Входной и выходной валы планетарного механизма должны быть соосными то есть находиться на одном уровне друг с другом.

5. Должно быть выполнено условие соседства: окружности вершин соседних сателлитов не должны касаться друг друга.

6. Необходимо обеспечить выполнение условия сборки, которое проверяется только расчетом. По чертежу механизма выполнение указанного условия проверить не удасться.

В общем машиностроении широкое применение нашли четыре схемы планетарных механизмов( рис. 1 и 3). В таблице 2.1 представлены их основные характеристики.

Определение числа зубьев колес планетарного механизма производится после выбора схемы механизма, назначения количества сателлитов К и модуля m зубьев, который рассчитывается, исходя из требований их прочности.

Условие соосности входного и выходного валов. Выполнение этого условия предполагает, что входной и выходной валы планетарного механизма находятся на одном уровне. Другими словами, расстояние от входного и выходного валов до оси пальца водила должно быть одинаковым. Для каждой из кинематических схем механизмов это условие записывается по- разному. Так, если зубчатые колеса нулевые, то

Для схемы I: r ₁+ r ₂= r ₃- r ₂; Z₁ + Z ₂= Z ₃- Z ₂;

Для схемы 2: r ₁+ r ₂= r _{4 –}r ₃; Z₁ + Z ₂= Z ₄– Z ₃;

Для схемы 3: r ₁+ r ₂ = r ₄+ r ₃; Z₁+ Z₂ = Z₄ + Z ₃;

Для схемы 4: r₁- r _{2 =}r ₄- r ₃; Z₁- Z₂= Z ₄ - Z ₃.

Условие соседства учитывает необходимость свободного размещения нескольких сателлитов ( К 1). При этом окружности вершин соседних сателлитов не должны касаться друг друга. Для выполнения этого условия необходимо, чтобы расстояние В₁В₁₁между осями вращения соседних сателлитов было бы больше двух радиусов окружностей вершин этих сателлитов то есть В₁В ₂ 2 r _а2.Для механизмов, схемы которых приведены на рис.1 при модуле m=1 мм, это условие принимает вид:

SIN 180⁰ / К ( Z₂ + 2 h^*)/ Z₁ Z₂

Если у планетарного механизма со сдвоенными сателлитами ( рис. 3 )

Число зубьев у сателлита 3 больше, чем у сателлита 2, то вместо Z₂ в числителе формулы подставляется значение Z₃.

Условие сборки проверяется обязательно, так как из чертежа механизма не является очевидным тот факт, что механизм соберется без натягов или соберется ли вообще.

Для однорядного планетарного механизма рис.1 ( механизм Джемса) проверку выполнения условия сборки осуществляют по формуле:

( Z_{3 –}Z₁) / K = целое число;

Для трех остальных схем планетарных механизмов условие сборки проверяют по формуле:

( Z₁*Z₃* U ⁽⁴⁾_1-_H ) / K* НОД ( Z₂ Z₃) = целое число ( *),

где НОД ( Z₂ Z₃ ) – наибольший общий делитель значений чисел зубьев сателлитов 2 и 3.

Рассмотрим подбор чисел зубьев для каждого типа планетарного механизма, представленного в таблице 2.

Подбор чисел зубьев для однорядного планетарного механизма.

Дано: передаточное отношение механизма U⁽³⁾_1-_H = 6, число сателлитов К = 3,

модуль зубчатых колес механизма m = 5 мм, колеса нулевые.

Как известно, передаточное отношение планетарного механизма связано с передаточным отношением обращенного планетарного механизма ( то есть механизма искусственно обращенного в механизм с неподвижной в пространстве осью вращения сателлита) соотношением:

U⁽³⁾_1-_H₌1 – U⁽^H⁾_1-3 или через числа зубьев

U⁽³⁾_1-_H = 1 – Z₃ / Z ₁.

Для рассматриваемого примера Z₃ / Z₁ = 6-1 = 5.

Зададимся числом зубьев колеса 1 так, чтобы отсутсвовал подрез зубьев солнечного колеса 1 и коронной шестерни 3. Так колеса нулевые, колесо 1 должно иметь не менее 18 зубьев, а коронная шестерня 3 не менее 85 зубьев. Исходя из этого, назначаем Z₁= 18, тогда Z₃ = 18* 5 = 90.

Число зубьев сателлита 2 найдем из условия соосности:

Z₁+ Z₂ = Z₃– Z₂. Отсюда Z₂ = ( Z₃ – Z₁) / 2.

Таким образом, Z₂ = (90 – 18) / 2 =36, подрез зубьев зубчатых колес механизма исключен.

Проверим выполнение условия соседства. Для этого сделаем подстановку в формулу SIN 180⁰ / K (Z₂ + 2 h*_a ) / (Z₁+ Z₂).

SIN 180⁰ / 3 (36 + 2*1) / (18 + 36).

SIN 60⁰ 38 /54

0.81 0.71, следовательно условие соседства выполняется.

Проверим выполнение условия сборки. Сделаем подстановку в выражение

( Z₃– Z₁) / K = Целое число.

(90 – 18) / 3 = 24 – целое число. Следовательно, условие сборки выполняется.

Рассмотрим, как подбирают числа зубьев для планетарных механизмов со сдвоенными сателлитами., то есть сателлиты 2 и3 представляют собой одно звено. Для различных схем планетарных механизмов формулы для подсчета чисел зубьев имеют одну и ту же структуру, но так как условие соосности для различных схем имеет разный вид, то и формулы для подсчета чисел зубьев несколько отличаются для каждой из схем.

Как было отмечено выше передаточное отношение планетарного механизма связано с передаточным отношением обращенного механизма ( планетарный механизм методом обращения движения искусственно превращают в механизм с неподвижной в пространстве осью сателлита) соотношением:

U⁽⁴⁾_1-_H = 1- U⁽^H⁾_1-4. Или

U⁽⁴⁾_1-_H = 1 + (Z₂Z₄ / Z₁Z₃) для схемы 2 рис.2

U⁽⁴⁾_1-_H = 1- ( Z₂Z₄ / Z₁Z₃) для схем 3 и 4.

Отношения чисeл зубьев представляют в виде произведения сомножителей

С₂С₄ / C₁C_3,пропорциональных соотвествующим числам зубьев Z_1,Z_2,Z_3,Z₄, при этом сомножители должны быть взаимно простыми числами ( их наиьольший общий делитель должен быть равен 1).

В таблице 1 приведены расчетные формулы для подсчета чисел зубьев для

основных рассматриваемых нами схем планетарных механизмов.

ТАБЛИЦА 1

Схема 2 Двухрядный механизм со смешаным зацеплением	Схема 3 Двухрядный механизм с двумя внешними зацеплениями	Схема 4 Двухрядный механизм с двумя внешними зацеплениями
Z₁=C₁q(C₄– C₃)	Z₁=C₁q(C₄+ C₃)	Z₁=C₁q(C₄- C₃)
Z₂=C₂q(C₄– C₃)	Z₂=C₂q(C₄+ C₃)	Z₂=C₂q(C₄- C₃)
Z₃=C₃q(C₁+ C₂)	Z₃=C₃q(C₁ + C₂)	Z₃=C₃q(C₁- C₂)
Z₄=C₄q(C₁+ C₂)	Z₄=C₄q(C₁ + C₂)	Z₄=C₄q(C₁- C₂)

Коленчатый вал и маховик

Коленчатый вал воспринимает усилия, передаваемые от поршней шатунами, и преобразует их в крутящий момент, передавая его приводным системам и механизмам двигателя и трансмиссии трактора. В процессе работы коленчатый вал находится в очень сложном напряженном состоянии: на него действуют сжимающие и растягивающие усилия, инерционные и центробежные силы, скручивающие и изгибающие моменты. Коленчатый вал должен быть: прочным, жестким, износоустойчивым, статически и динамически уравновешенным, обтекаемым, не подвергаться резонансным и крутильным колебаниям, иметь небольшую массу.

Коленчатый вал состоит из коренных и шатунных шеек, соединенных щеками, фланца для крепления маховика и носка.

Маховик обеспечивает равномерность вращения коленчатого вала, пуск двигателя и трогание трактора с места. Точная его установка на коленчатом валу дизельных двигателей фелевочных тракторов производится при помощи двух установочных штифтов. Крепление маховика к фланцу коленчатого вала осуществляется болтами, которые надежно стопорятся.

Синтез кинематической схемы

Для синтеза кинематической схемы сперва необходимо установить масштабный коэффициент длин μ _ℓ. Для нахождения μ _ℓнеобходимо взять натуральный размер кривошипа OС и разделить его на размер отрезка произвольной длины │ OС│:

После этого с помощью масштабного коэффициента длин переводим все натуральные размеры звеньев в отрезки с помощью которых мы будем строить кинематическую схему:

После вычисления размеров приступаем к построению одного положения механизма (рисунок 4) с помощью метода засечек.

Для этого сперва вычерчиваем стойку 0 на которой закреплен кривошип. Затем проводим через центр окружности которая была начерчена для построения стойки горизонтальную прямую ХХ. Она необходима для последующего нахождения центра ползуна 3. Далее из центра этой же окружности проводим две другие радиусом и . Затем от туда же строим чертим отрезок длиной под углом к горизонтальной прямой ХХ. Точки пересечения этого отрезка с построенными окружностями будут точками А и С соответственно. Затем из точки А строим окружность радиусом .

Точка пересечения этой окружности с прямой ХХ будет являться точкой В. Вычерчиваем направляющую для ползуна которая будет совпадать с прямой ХХ. Строим ползун и все остальные необходимы детали чертежа. Обозначаем все точки. Синтез кинематической схемы завершен.

Заключение.

Список использованной литературы: