СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1. Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист №1)
2. Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2).
3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора (графическая часть – лист №3)
4. Проектирование кулачкового механизма (графическая часть – лист №4)
Список использованной литературы
ВВЕДЕНИЕ
Научной основой создания новых высокоэффективных, надежных машин и приборов и технологических линий является теория механизмов и машин – наука об общих методах исследования и проектирования.
В свете задач, стоящих перед машиностроительной промышленностью, особое значение приобретает качество подготовки высококвалифицированных инженеров. Современный инженер-конструктор должен владеть современными методами расчета и конструирования новых быстроходных автоматизированных и быстроходных машин. Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и создания наилучших условий для обслуживающего персонала, а также эксплуатационным, технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирования новой машины.
Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемой машины, а также в разработке ее кинематической схемы, обеспечивающей с достаточным приближением воспроизведение требуемого закона движения.
Для выполнения этих задач студент – будущий инженер – должен изучить основные положения теории механизмов и общие методы кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов, а также приобрести навыки в применении этих методов к исследованию и проектированию кинематических схем механизмов и машин различных типов.
Поэтому наряду с изучением курса теории механизмов и машин в учебных планах предусматривается обязательное выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов и машин. Проект содержит задачи по исследованию и проектированию машин, состоящих из сложных и простых в структурном отношении механизмов (шарнирно-рычажных, кулачковых, зубчатых и т.д.). Курсовое проектирование способствует закреплению, углублению и обобщению теоретических знаний, а также применению этих знаний к комплексному решению конкретной инженерной задачи по исследованию и расчету механизмов и машин; оно развивает у студента творческую инициативу и самостоятельность, повышает его интерес к изучению дисциплины и прививает навыки научно-исследовательской работы.
В данном курсовом проекте рассмотрены механизмы двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания, такие как:
- рычажный механизм;
- планетарная ступень коробки передач;
- простая зубчатая передача;
- кулачковый механизм с толкателем.
I
Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист № 1)
1.1 Построение планов положений для 12 положений ведущего звена и соответствующих им планов скоростей:
Планы положений:
Масштаб планов положений μ
l
=
lOA
/
(OA
) =
0,305 / 180 = 0,00169 м/мм.
Планы скоростей:
U
1
P
=
UZ
*
Z
**
·
UNH
;
U1P
= n1
/ nP
;
n1
= nP
· U1P
;
UZ
*
Z
**
= Z**
/ Z*
=
30 / 17 = 1,76 ;
UNH
=
5,1;
U1P
=
1,76 · 5.1 = 9 ;
n
1
=
240 · 9 = 2160 об/мин –
частота вращения кривошипа 1.
Для каждого из 12 планов положений строится план скоростей.
Скорость точки В
, VВ
(АВ
):
V
В
= ω
1
l
АВ
= 226,08 0,0825 = 18,65 м/с,
где рад/с – угловая скорость вращения кривошипа 1.
Скорость точки С
определим, решая графически систему векторных уравнений:
гдеV
СВ
– скорость движения точки С
относительно точки В
, V
СВ
^СВ
;
V
С0
= 0 м/с – скорость точки С0
, лежащей на стойке;
V
СС0
– скорость движения точки С
относительно точки С0
, V
СС0
÷÷O
Х
.
Скорость точки D
определяется из пропорции:
, V
D
(D
В
):
Угловая скорость вращения шатуна 2:
, рад/с.
Для определения скорости точки E
графически решается система уравнений
где VED
– скорость движения точки E
относительно точки D
, VED
^ ED
;
VE
0
= 0 м/с – скорость точки E
0
, лежащей на стойке;
VEE
0
– скорость движения точки E
относительно точки E
0
, VEE
0
÷÷ OY
.
Угловая скорость вращения шатуна 4:
, рад/с.
Масштаб планов скоростей μ
V
=
VB
/
(p
в
) =
18,65 / 50 = 0,373 м∙c–1
/мм.
1.2 Построение графика приведенного к ведущему звену момента инерции механизма в зависимости от угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения
Приведенный момент инерции для каждого положения механизма определяется по формуле, [1], стр.337:
где m
2
, m
3
, m
4
и m
5
– соответственно массы звеньев 2, 3, 4 и 5, кг;
JS
1
, JS
2
, JS
4
– моменты инерции звеньев 1, 2 и 4, кг∙м2
;
VS
2
, VS
4
– скорости центров масс звеньев 2 и 4, м/с.
Результаты расчетов занесены в таблицу 1:
табл. 1
| Положение |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
| JП
|
0,03 |
0,034 |
0,041 |
0,042 |
0,038 |
0,023 |
0,038 |
0,042 |
0,041 |
0,034 |
0,03 |
0,027 |
Масштабные коэффициенты построения графика:
μ
J
=
J
П
MAX
/
yMAX
= 0,042 / 80 = 0,000525 кг∙м2
/мм;
μ
φ
=
2 ∙
π
/
L
= 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.
Ось ординат направим горизонтально, т.е. строим график повернутым на 90˚.
1.3 Определение сил давления газов в первом и втором цилиндрах
Максимальная сила, действующая на поршень:
Н.
1.4 Построение графика моментов движущих сил и сил сопротивления, приведенных к ведущему звену, в зависимости от угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения
Приведенный к ведущему звену момент движущих сил определяется по формуле
МПД
= РПД
∙
lOA
,
Н∙м,
где РПД
– приведенная к ведущему звену движущая сила, Н;
,
где РПУ
– приведенная уравновешивающая сила, которая определяется построением рычага Жуковского для каждого положения механизма.
МПД
считается положительным, если он направлен в сторону вращения ведущего звена, и отрицательным – в противном случае.
Результаты расчетов занесены в таблицу 2:
табл.2
| Параметр |
Положение |
|||||||||||
| 1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
|
| РПУ
|
38914 |
43348 |
63808 |
50932 |
20350 |
5456 |
80 |
528 |
2909 |
10066 |
13026 |
7882 |
| МПД
|
3210 |
3576 |
5264 |
4202 |
1678 |
450 |
6,7 |
43,5 |
240 |
830,5 |
1074,7 |
650,3 |
Масштаб графика моментов μМ
= МПД
MAX
/
yMAX
= 5264 / 90 = 58,5 Н∙м/мм.
Масштаб углов μ
φ
=
2 ∙ π /
L
= 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.
График работы движущих сил АД
получается путем графического интегрирования графика МПД
.
Соединяя конечные точки графика АД
прямым отрезком, получим график работы сил сопротивления АС
, из которого графическим дифференцированием строится график момента сил сопротивления МПС
.
Масштаб графика работ μА
= μМ
∙ μφ
∙Н1
= 58,5 ∙ 0,0349 ∙ 50 = 102,05 Дж/мм.
1.5 Построение графика изменения кинетической энергии
График изменения кинетической энергии ΔТ
(φ
) строится путем вычитания из графика АД
работы движущих сил графика АС
работы сил сопротивления.
Масштаб графика изменения кинетической энергии μТ
= μА
= 102,05 Дж/мм.
1.6 Построение диаграммы «Энергия-Масса» (диаграммы Виттенбауэра)
Диаграмма Виттенбауэра строится путем исключения угла поворота φ
из графиков J
П
(φ
) и ΔТ
(φ
).
1.7 Определение величины момента инерции маховика, обеспечивающего движение с заданным коэффициентом неравномерности движения
Углы наклона касательных к диаграмме Виттенбауэра, [2], стр.137:
Касательные отсекают на оси ординат графика ΔТ
= f
(J
П
) отрезок длиной (kl
) = 56 мм.
Величина момента инерции маховика
кг∙м2
.
Размеры маховика:
Диаметр
м, принимаем D
= 730 мм.
гдеg
= 9,81 м/с2
– ускорение свободного падения;
γ
= 7,3 ∙ 104
Н / м3
– удельный вес маховика из чугуна;
ψ
= 0,1 – коэффициент ширины обода;
ξ
= 0,15 – коэффициент высоты обода.
Масса обода кг.
Масса маховика кг.
Ширина обода b
= ψ
∙ D
= 0,1 ∙ 0,73 = 0,
= 73 мм.
Высота обода h
= ξ
∙ D
= 0,15 ∙ 0,73 = 0,1095 м, принимаем h
= 110 мм.
II
Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2)
2.1 Построение для заданного положения схемы механизма, плана скоростей и плана ускорений. Определение ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев (для 4-го положения механизма).
Порядок построения плана скоростей изложен в п. 1.1.
План ускорений:
Ускорение точки А
, аА
׀׀ (ОА
):
аВ
= ω1
2
∙ lАВ
= 2262
∙ 0,0825 = 4213,8 м/с2
.
Для определения ускорения точки С
необходимо решить систему векторных уравнений:
где аСВ
n
– нормальное ускорение точки С
относительно точки В
, a
СВ
n
|| СВ
;
аСВ
n
= ω2
2
∙
l
СВ
=
31,82
∙ 0,305 = 308 м/с2
;
аСВ
τ
– тангенциальное ускорение точки С
относительно точки В
, аСВ
τ
^СВ
;
аСС0
r
– релятивное ускорение движения точки С
относительно точки С0
, аСС0
r
÷÷О
X
.
Ускорение центра масс звена 2:
.
Угловое ускорение звена 2:
рад/с2
.
Ускорение точки D
определяется из пропорции:
, а
DD
0
r
÷÷О
Y
.
Ускорение центра масс звена 4:
Угловое ускорение звена 4:
рад/с2
.
Масштаб плана ускорений μа
= аА
/
(p
а
) = 4213,8 / 200 = 21,1 м/с2
∙мм
После построения плана ускорений определяются величины ускорений умножением длин их векторов на масштаб μа
.
2.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев
Главные векторы сил инерции
.
Главные моменты сил инерции
Таким образом, определены величины F
И
и МИ
для звеньев механизма:
РИ
2
= m2
∙ aS2
= 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;
РИ
3
= m3
∙ aS3
= 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;
РИ
4
= m4
∙ aS4
= 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;
РИ
5
= m5
∙ aS5
= 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;
M
И
2
= JS2
∙ ε2
= 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H∙м;
M
И
4
= JS4
∙ ε4
= 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H∙м.
2.3 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил
.
Структурная группа 4-5:
Для определения тангенциальной составляющей реакции R24
τ
составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки Е
:
откуда
Н.
Для определения реакций R24
n
и R05
строится план сил по условию равновесия структурной группы:
Масштабный коэффициент построения плана:
Н/мм.
2.4 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил
.
Структурная группа 2-3:
Для определения тангенциальной составляющей реакции R12
τ
составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 2, относительно точки С
:
откуда
Н
Для определения реакций R
03
и R12
n
составляется план сил по условию равновесия структурной группы:
Масштабный коэффициент построения плана сил:
Н/мм.
Ведущее звено 1:
Для определения уравновешивающей силы РУ
составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 1, относительно точки А
:
откуда Н
Уравновешивающий момент МУ
= РУ
∙ lOA
= 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2 Н∙м.
Для определения реакции R01
строится план сил по условию равновесия структурной группы:
Масштаб построения плана сил:
Н/мм.
2.5 Определение уравновешивающего момента на ведущем звене механизма методом рычага Н.Е. Жуковского
Моменты сил инерции, действующие на звенья 2 и 4, заменяются парами сил, приложенных в концах звеньев:
Н
Н
Составляется уравнение моментов всех сил относительно полюса Р
плана скоростей:
откуда
Н.
Уравновешивающий момент МУ
= РУ
∙ lOA
= 51269∙ 0,00825 = 4229,7 Н∙м.
Разница со значением МУ
, полученным в результате силового анализа, составляет 1,7%, что вполне допустимо.
III
Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора
(графическая часть – лист №3)
3.1 Выбор коэффициентов смещения инструментальной рейки, обеспечивающих требуемые свойства передачи:
По данным ([3], стр. 66-68) определены коэффициенты смещения:
- для шестерни Х1
=
0,968
- для колеса Х2
=
0,495
3.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес и передачи
Радиусы делительных окружностей
r
1
= (
m
∙
Za
) /
2 =
(4 ∙ 17) / 2 =
34 мм
r
2
= (
m
∙
Zb
) /
2 = (4 ∙ 30) / 2 =
60 мм
Радиусы основных окружностей
rb
1
=
r
1
∙
cosα
=
34 ∙ cos20˚ = 32 мм
rb
2
=
r
2
∙
cosα
=
60 ∙ cos20˚ = 56,4 мм
Толщины зубьев по делительным окружностям
S
1
=
m
∙ (
π
/
2 +
2 ∙
X
1
∙
tg
20˚) =
4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,968 ∙ tg20˚) = 9,1 мм
S
2
=
m
∙ (
π
/
2 +
2 ∙
X
2
∙
tg
20˚) =
4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,495 ∙ tg20˚) = 7,7 мм
Угол зацепления
αω
=26˚50΄- по номограмме ([3], стр. 44)
Радиусы начальных окружностей
rW
1
=
r
1
∙
cos
α
/
cos
αW
=
34 ∙ cos
20˚ / cos
26˚50' = 35,8 мм
rW
2
=
r
2
∙
cos
α
/
cos
αW
=
60 ∙ cos
20˚ / cos
26˚50' = 63,2 мм
Межцентровое расстояние
aW
=
rW
1
+
rW
2
=
35,8 + 63,2 = 99 мм
Радиусы окружностей впадин
rf
1
=
r
1
–
1,25 ∙
m
+
X
1
∙
m
=
34 – 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 = 32,9 мм
rf
2
=
r
2
–
1,25 ∙
m
+
X
2
∙
m
=
60 – 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 = 56,98 мм
Радиусы окружностей вершин
ra
1
=
aW
–
rf
2
–
0,25 ∙
m
=
99 – 56,98 – 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм
ra
2
=
aW
–
rf
1
–
0,25 ∙
m
=
99 – 32,9 – 0,25 ∙ 4 = 65,15 мм
Шаг зацепления по делительной окружности
р = π · m = 3,14 · 4 = 12,56 мм
Определение коэффициента перекрытия
Аналитическим способом:
.
αa1
= arccos
(rb1
/ ra1
) = arccos
(32 / 41,05) = 38,78º
αa2
= arccos
(rb2
/ ra2
) = arccos
(56,4 / 65,15) = 30°
3.3 Расчет планетарного механизма
Задаваясь значением х = 30 / 41,
находим величину у = х ·(-
U
16
(
H
)
) = 3;
По формуле
,
где к
– число сателлитов, определяем количество зубьев z
3
на сателлите 3:
Z
3
= 164·
a
;
Z
4
=
y
·
Z
3
= 492а;
из равенства (х + 1)·
Z
2
·
q
=
Z
4
-
Z
3
находим величину Z
2
:
Z
2
= 328 · 41
a
/71
, Принимая а = 1/2
, получаем:
Z
1
= 69;
Z
2
= 95;
Z
3
= 82;
Z
4
= 246.
Полученные числа зубьев удовлетворяют условиям соосности, соседства и сборки, а также требования наименьших габаритов механизма.
Расчет размеров колес планетарного механизма
d1
= mI
∙ Z1
= 4 ∙ 69 = 276 мм
d2
= mI
∙ Z2
= 4 ∙ 95 = 380 мм
d3
= mI
∙ Z3
= 4 ∙ 164 = 328 мм
d3
= mI
∙ Z3
= 4 ∙ 246 = 984 мм
Масштаб построения схемы механизма μ
l
= 0,0041 м/мм
Скорость точек на ободе колеса 1
128,11 · 0,276/2 = 17,68 м/с
Масштаб построения картины линейных скоростей
17,68 / 100 = 0,1768 м/с·мм
Масштаб построения картины угловых скоростей
128,11/ 130 = 0,98 1/с2
·мм
IV
Проектирование кулачкового механизма
(графическая часть – лист №4)
4.1 Построение графика первой производной и перемещения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Определение масштабов построения.
После построения графиков рассчитываются масштабные коэффициенты:
Масштаб углов
Масштаб графика перемещения толкателя
Масштаб аналога скорости
Масштаб аналога ускорения
Для определения оптимального размера кулачкового механизма производятся необходимые графические построения (см. лист №4).
Из построения RMIN
=
0,04728 м = 47 мм.
4.2 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного звена
Масштаб построения профиля
m
l
=
0,0624/149 = 0,000419 м / мм.
Список использованной литературы:
1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1988. – 640 с.
2. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / В. К. Акулич, П.П.Анципорович и др.; Под общ. ред. Г.Н. Девойно. – Минск: Выш. шк., 1986. – 825 с.
3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / Кореняко А.С. и др. – Киев: Вища школа, 1970. – 332 с.
4. Сборник задач по теории механизмов и машин. / И. И. Артоболевский, Б. В. Эдельштейн. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1973. – 256 с.