СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1. Динамическийанализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения(графическая часть – лист №1)
2. Силовоеисследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2).
3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора(графическая часть – лист №3)
4. Проектированиекулачкового механизма (графическая часть – лист №4)
Список использованной литературы
ВВЕДЕНИЕ
Научной основой созданияновых высокоэффективных, надежных машин и приборов и технологических линийявляется теория механизмов и машин – наука об общих методах исследования ипроектирования.
В свете задач, стоящихперед машиностроительной промышленностью, особое значение приобретает качествоподготовки высококвалифицированных инженеров. Современный инженер-конструктор долженвладеть современными методами расчета и конструирования новых быстроходныхавтоматизированных и быстроходных машин. Рационально спроектированная машинадолжна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания исоздания наилучших условий для обслуживающего персонала, а такжеэксплуатационным, технологическим и производственным требованиям. Этитребования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны бытьрешены в процессе проектирования новой машины.
Решение этих задач на начальнойстадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемоймашины, а также в разработке ее кинематической схемы, обеспечивающей сдостаточным приближением воспроизведение требуемого закона движения.
Для выполнения этих задачстудент – будущий инженер – должен изучить основные положения теории механизмови общие методы кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов, атакже приобрести навыки в применении этих методов к исследованию ипроектированию кинематических схем механизмов и машин различных типов.
Поэтому наряду сизучением курса теории механизмов и машин в учебных планах предусматриваетсяобязательное выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов имашин. Проект содержит задачи по исследованию и проектированию машин, состоящихиз 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 ккомплексному решению конкретной инженерной задачи по исследованию и расчетумеханизмов и машин; оно развивает у студента творческую инициативу исамостоятельность, повышает его интерес к изучению дисциплины и прививаетнавыки научно-исследовательской работы.
В данном курсовом проектерассмотрены механизмы двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннегосгорания, такие как:
- рычажныймеханизм;
- планетарнаяступень коробки передач;
- простая зубчатаяпередача;
- кулачковыймеханизм с толкателем.
IДинамический синтез рычажногомеханизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист №1)
1.1 Построениепланов положений для 12 положений ведущего звена и соответствующих им плановскоростей:
Планы положений:
Масштаб планов положений μl= lOA/ (OA)= 0,305 / 180 = 0,00169 м/мм.
Планы скоростей:
U1P= 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;
n1= 240 · 9 = 2160 об/мин– частота вращениякривошипа 1.
Для каждого из 12 плановположений строится план скоростей.
Скорость точки В, VВ/>(АВ):
VВ = ω1 lАВ = 226,08 0,0825 = 18,65 м/с,
где />рад/с – угловая скоростьвращения кривошипа 1.
Скорость точки Сопределим, решая графически систему векторных уравнений:
/>
гдеVСВ – скорость движения точки Сотносительно точки В, VСВ^СВ;
VС0 = 0 м/с – скорость точки С0,лежащей на стойке;
VСС0 – скорость движения точки Сотносительно точки С0, VСС0÷÷OХ.
Скорость точки D определяется из пропорции:
/>, VD />(DВ):
Угловая скорость вращенияшатуна 2:
/>, рад/с.
Для определения скороститочки E графически решается системауравнений
/>
где VED – скорость движения точки E относительно точки D, VED^ ED;
VE= 0 м/с – скорость точки E, лежащей на стойке;
VEE– скорость движения точки E относительно точки E, VEE÷÷ OY.
Угловая скорость вращенияшатуна 4:
/>, рад/с.
Масштаб планов скоростей μV= VB/ (pв)= 18,65/ 50 = 0,373 м∙c–1/мм.
1.2 Построениеграфика приведенного к ведущему звену момента инерции механизма в зависимостиот угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения
Приведенный моментинерции для каждого положения механизма определяется по формуле, [1], стр.337:
/>
где m2, m3, m4 и m5 – соответственно массы звеньев 2, 3,4 и 5, кг;
JS1, JS2, JS4 – моменты инерции звеньев 1, 2 и 4,кг∙м2;
VS2, VS4 – скорости центров масс звеньев 2 и 4,м/с.
Результаты расчетовзанесены в таблицу 1:
табл. 1Положение 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
JП, кг∙м2 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 построенияграфика:
μJ= JПMAX/ yMAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг∙м2/мм;
μφ=2∙ π/ L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349рад/мм.
Ось ординат направимгоризонтально, т.е. строим график повернутым на 90˚.
1.3 Определение силдавления газов в первом и втором цилиндрах
Максимальная сила,действующая на поршень:
/>Н.
1.4 Построениеграфика моментов движущих сил и сил сопротивления, приведенных к ведущемузвену, в зависимости от угла поворота звена приведения для циклаустановившегося движения
Приведенный к ведущемузвену 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 рычагаЖуковского для каждого положения механизма.
МПД считается положительным, если оннаправлен в сторону вращения ведущего звена, и отрицательным – в противномслучае.
Результаты расчетовзанесены в таблицу 2:
табл.2Параметр Положение 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
РПУ, Н 38914 43348 63808 50932 20350 5456 80 528 2909 10066 13026 7882
МПД, Н∙м 3210 3576 5264 4202 1678 450 6,7 43,5 240 830,5 1074,7 650,3
Масштаб графика моментов μМ= МПДMAX/ yMAX= 5264 / 90 = 58,5 Н∙м/мм.
Масштаб углов μφ=2∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.
График работы движущих силАД получается путем графического интегрирования графика МПД.
Соединяя конечные точкиграфика АД прямым отрезком, получим график работы силсопротивления АС, из которого графическим дифференцированиемстроится график момента сил сопротивления МПС.
Масштаб графика работ μА= μМ ∙ μφ ∙Н1=58,5 ∙ 0,0349 ∙ 50 = 102,05 Дж/мм.
1.5 Построениеграфика изменения кинетической энергии
График изменениякинетической энергии ΔТ(φ) строится путем вычитания изграфика АД работы движущих сил графика АСработы сил сопротивления.
Масштаб графика изменениякинетической энергии μТ = μА= 102,05Дж/мм.
1.6 Построениедиаграммы «Энергия-Масса» (диаграммы Виттенбауэра)
Диаграмма Виттенбауэрастроится путем исключения угла поворота φ из графиков JП(φ) и ΔТ(φ).
1.7 Определениевеличины момента инерции маховика, обеспечивающего движение с заданнымкоэффициентом неравномерности движения
Углы наклона касательныхк диаграмме Виттенбауэра, [2], стр.137:
/>
/>
Касательные отсекают наоси ординат графика ΔТ = f(JП)отрезок длиной (kl) = 56 мм.
Величина момента инерциимаховика
/>кг∙м2.
Размеры маховика:
Диаметр
/>м, принимаем D = 730 мм.
гдеg = 9,81 м/с2 – ускорениесвободного 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 = 0,073 м, принимаем b = 73 мм.
Высота обода h = ξ ∙ D = 0,15 ∙ 0,73 = 0,1095 м, принимаем h = 110 мм.
IIСиловое исследование рычажногомеханизма (графическая часть – лист №2)
2.1 Построение длязаданного положения схемы механизма, плана скоростей и плана ускорений.Определение ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев (для 4-гоположения механизма).
Порядок построения планаскоростей изложен в п. 1.1.
План ускорений:
Ускорение точки А,аА ׀׀ (ОА):
аВ = ω12∙ lАВ = 2262 ∙ 0,0825 = 4213,8 м/с2.
Для определения ускоренияточки С необходимо решить систему векторных уравнений:
/>
где аСВn – нормальное ускорение точки Сотносительно точки В, aСВn || СВ;
аСВn = ω22 ∙lСВ= 31,82 ∙ 0,305 = 308 м/с2;
аСВτ – тангенциальное ускорение точки Сотносительно точки В, аСВτ^СВ;
аСС0r – релятивное ускорение движенияточки С относительно точки С0, аСС0r÷÷ОX.
Ускорение центра массзвена 2:
/>.
Угловое ускорение звена2:
/>рад/с2.
Ускорение точки D определяется из пропорции:
/>, аDDr÷÷ОY.
Ускорение центра массзвена 4:
/>
Угловое ускорение звена 4:
/>рад/с2.
Масштаб плана ускорений μа= аА / (pа)= 4213,8 / 200 = 21,1 м/с2∙мм
После построения планаускорений определяются величины ускорений умножением длин их векторов намасштаб μа.
2.2 Определениеглавных векторов и главных моментов сил инерции звеньев
Главные векторы силинерции
/>.
Главные моменты силинерции
/>
Таким образом, определенывеличины FИ и МИ для звеньевмеханизма:
РИ2 = m2 ∙aS2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;
РИ3 = m3 ∙aS3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;
РИ4 = m4 ∙aS4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;
РИ5 = m5 ∙aS5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;
MИ2 = JS2 ∙ε2 = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H∙м;
MИ4 = JS4 ∙ε4 = 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H∙м.
2.3 Определениереакций в кинематических парах механизма методом планов сил. Структурная группа 4-5:
Для определениятангенциальной составляющей реакции R24τсоставляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4, относительноточки Е:
/>
/>
откуда
/>Н.
Для определения реакций R24nи R05 строится план сил по условию равновесия структурнойгруппы:
/>
/>
Масштабный коэффициентпостроения плана:
/> Н/мм.
2.4 Определениереакций в кинематических парах механизма методом планов сил. Структурная группа 2-3:
Для определениятангенциальной составляющей реакции R12τ составляется уравнение моментов всехсил, действующих на звено 2, относительно точки С:
/>
/>
откуда
/>Н
Для определения реакций R03 и R12n составляется план сил по условиюравновесия структурной группы:
/>
/>
Масштабный коэффициентпостроения плана сил:
/> Н/мм.
Ведущее звено 1:
Для определенияуравновешивающей силы РУ составляется уравнение моментоввсех сил, действующих на звено 1, относительно точки А:
/>
/>
откуда />Н
Уравновешивающий момент МУ= РУ ∙ lOA = 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2Н∙м.
Для определения реакции R01строится план сил по условию равновесия структурной группы:
/>
/>
Масштаб построения планасил:
/> Н/мм.
2.5 Определениеуравновешивающего момента на ведущем звене механизма методом рычага Н.Е.Жуковского
Моменты сил инерции,действующие на звенья 2 и 4, заменяются парами сил, приложенных в концахзвеньев:
/> Н
/> Н
Составляется уравнениемоментов всех сил относительно полюса Р плана скоростей:
/>
/>
откуда
/>
/>Н.
Уравновешивающий момент МУ= РУ ∙ lOA = 51269∙ 0,00825 = 4229,7Н∙м.
Разница со значением МУ,полученным в результате силового анализа, составляет 1,7%, что вполне допустимо.
IIIПроектирование зубчатой передачи ипланетарного редуктора
(графическая часть – лист №3)
3.1 Выборкоэффициентов смещения инструментальной рейки, обеспечивающих требуемыесвойства передачи:
По данным ([3], стр.66-68) определены коэффициенты смещения:
- для шестерни Х1= 0,968
- для колеса Х2= 0,495
3.2 Расчетгеометрических параметров зубчатых колес и передачи
Радиусы делительныхокружностей
r1= (m∙ Za) / 2= (4 ∙ 17) / 2= 34мм
r2= (m∙ Zb) / 2 = (4 ∙ 30) / 2= 60мм
Радиусы основныхокружностей
rb1= r1∙ cosα= 34 ∙ cos20˚ = 32 мм
rb2= r2∙ cosα= 60 ∙ cos20˚ = 56,4 мм
Толщины зубьев поделительным окружностям
S1= m∙ (π/2+ 2∙ X1∙ tg20˚) = 4∙(3,14/2 + 2 ∙ 0,968 ∙ tg20˚) = 9,1 мм
S2= m∙ (π/2+ 2∙ X2∙ tg20˚) = 4 ∙(3,14/2 + 2 ∙ 0,495 ∙ tg20˚) = 7,7 мм
Угол зацепления
αω =26˚50΄-по номограмме ([3], стр. 44)
Радиусы начальныхокружностей
rW1= r1∙ cosα/ cosαW= 34 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 35,8 мм
rW2= r2∙ cosα/ cosαW= 60 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 63,2 мм
Межцентровое расстояние
aW= rW1+ rW2= 35,8 + 63,2 = 99 мм
Радиусы окружностейвпадин
rf1= r1– 1,25∙ m+ X1∙ m= 34 – 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4= 32,9 мм
rf2= r2– 1,25∙ m+ X2∙ m= 60 – 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4= 56,98 мм
Радиусы окружностейвершин
ra1= aW– rf2– 0,25∙ m= 99 – 56,98 – 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм
ra2= aW– rf1– 0,25∙ m= 99 – 32,9 – 0,25 ∙ 4 = 65,15 мм
Шаг зацепления поделительной 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 Расчетпланетарного механизма
Задаваясь значением х= 30 / 41, находим величину у = х ·(-U16(H)) = 3;
По формуле
/>,
где к – числосателлитов, определяем количество зубьев z3 на сателлите 3:
Z3= 164·a; Z4= y· Z3= 492а;
из равенства (х + 1)·Z2·q= Z4— Z3 находим величину Z2:
Z2= 328 · 41a/71, Принимая а = 1/2, получаем:
Z1 = 69; Z2= 95; Z3 = 82; Z4 = 246.
Полученные числа зубьевудовлетворяют условиям соосности, соседства и сборки, а также требованиянаименьших габаритов механизма.
Расчет размеров колеспланетарного 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 схемымеханизма μl = 0,0041 м/мм
Скорость точек на ободеколеса 1
/>128,11 · 0,276/2 = 17,68 м/с
Масштаб построениякартины линейных скоростей
/> 17,68 / 100 = 0,1768 м/с·мм
Масштаб построениякартины угловых скоростей
/>128,11/ 130 = 0,98 1/с2·мм
IVПроектирование кулачкового механизма
(графическая часть –лист №4)
4.1 Построениеграфика первой производной и перемещения толкателя в зависимости от углаповорота кулачка. Определение масштабов построения.
После построения графиковрассчитываются масштабные коэффициенты:
Масштаб углов
/>
Масштаб графикаперемещения толкателя
/>
Масштаб аналога скорости
/>
Масштаб аналога ускорения
/>
Для определенияоптимального размера кулачкового механизма производятся необходимые графическиепостроения (см. лист №4).
Из построения RMIN= 0,04728 м = 47 мм.
4.2 Построениепрофиля кулачка по заданному закону движения выходного звена
Масштаб построенияпрофиля
ml= 0,0624/149= 0,000419 м / мм.
Список использованной литературы:
1. АртоболевскийИ.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.: Наука. Главнаяредакция физико-математической литературы, 1988. – 640 с.
2. Курсовоепроектирование 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. Курсовоепроектирование 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 потеории механизмов и машин. / И. И. Артоболевский, Б. В. Эдельштейн. – М.:Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1973. – 256 с.