Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательноеучреждение высшего профессионального образования
Сарапульский политехнический институт(филиал)
Ижевского государственноготехнического университета
Кафедра ТММСиИ
Дисциплина «Теория механизмов имашин»
Пояснительная записка к курсовомупроекту
на тему «Проектирование иисследование механизмов поршневого насоса»
Выполнил: студент группы 512
Коробейников С.Н.
Проверил: Урбанович В.С.
Сарапул 2010 г.
Содержание
Введение
1. Техническое задание
1.1 Краткое описание работы механизма
1.2 Исходные данные
2. Исследование рычажных механизмов
2.1 Метрический синтез механизма
2.2 Структурный анализ механизма
2.3 Кинематическое исследование механизма
3. Проектирование кулачкового механизма
3.1 Построение диаграмм движения толкателя
3.2 Определение минимального радиуса кулачка
3.3 Профилирование кулачка
4. Проектирование зубчатой передачи
4.1 Расчет привода машины
4.2 Расчет внешнего неравносмещенного зацепления с прямымизубьями
4.3 Качественные показатели зацепления
5. Силовой расчет механизма
6. Расчет маховика
Список литературы
Введение
Развитие современнойнауки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, имеющих целью повышениепроизводительности и облегчение труда людей, а также обеспечение средствисследования законов природы и жизни человека.
Целью создания машиныявляются увеличение производительности и облегчение физического труда человекапутем замены человека машиной. Созданные человеком машины могут управлятьпроизводственными и другими процессами по определенным, заранее составленнымпрограммам и в некоторых случаях автоматически обеспечивать процесс соптимальными результатами. [1]
Основной целью курсовогопроектирования является подготовка к комплексному проектированию определенноймашины или механизма. Выполняя курсовой проект, студенты знакомятся с общимипринципами исследований кинематических и динамических свойств механизмовметодами проектирования их. При курсовом проектировании начинается профессиональноестановление будущего инженера – приобретение опыта самостоятельного решениязадач, связанных с производственной деятельностью. [2]
1. Техническое задание
1.1 Краткое описаниеработы механизма
Поршневой насоспринадлежит к насосам объемного типа и характеризуется наличием одной илинескольких камер, в которых возвратно-поступательно двигаются поршни, сообщаяперекачиваемой жидкости или газу избыточное давление. Изоляция камеры отполостей всасывания и нагнетания в процессе работы осуществляется с помощьювпускного и нагнетающего клапанов. Особенностью поршневых насосов являетсяпериодический, пульсирующий характер подачи, обуславливающий неравномерностьдавлений и подачи по времени.
Для поршневых насосов нарядус кривошипно-ползунными механизмами для увеличения производительностиприменяются кулисные механизмы. В задании поршневой насос состоит из кулисного О2АО3и шатунного ОВС механизмов (рис. 1а). На ведущий вал О2 крутящиймомент передается от вала электродвигателя через привод насоса (рис. 1б).Рабочим ходом является процесс нагнетания. Нагнетание происходит медленнее, чемвсасывание рабочего тела, соответственно этому необходимо выбирать направлениевращения кривошипа О2А.
Кулачковые механизмыслужат для открывания всасывающего и нагнетающего клапанов. В заданиинеобходимо спроектировать кулачковый механизм, показанный на рис. 1в, которыйслужит для нагнетания рабочего тела. Кулачки получают вращение от валакривошипа через ременную передачу с передаточным отношением 1 (на рис. непоказана). Диаграммы ускорений толкателя даются на рис. 1г. [3]
/>
/>
Рис. 1
1.2 Исходные данные
Расстояние между стойками/>
ход ползуна H = 0,11 м;
отношения />
конструктивный угол III звена ν = 80°;
коэффициент измененияскорости хода К = 2;
длина толкателя ℓED = 0,22 м;
полный угол размахатолкателя βmax = 19°;
минимальный угол передачидвижения γmin = 45°;
числа зубьев колес Z1 = 21, Z2 = 47, Z6 = 12, Z7 = 18;
модули m1 = 5 мм; m2 = 5,5 мм;
коэффициентнеравномерности хода δ= 1/3;
погонный вес q = 120 H/м;
межосевое расстояние />
частота вращениядвигателя nдв = 1530 об/мин;
передаточное отношение u1-5 = 15,85;
зацепления Z6 – Z7 неравносмещенное;
сила полезногосопротивления Рпс = 158 Н;
коэффициент смещения Хвыбирать из условия обеспечения заданного межосевого расстояния.
Примечания:
1. Фазовые углыкулачкового механизма для нагнетающего клапана φу = 0,5 φрх,φд = 0,2 φрх, φв = 0,6 φхх.
2. Веса звеньев G3 = q∙ℓ3,G4 = q∙ℓ4,G5 = λ∙G4.
3. Моменты инерциивычисляются по формуле /> где g – ускорение свободного падения.
4. Приведенный момент силдвижущих – величина постоянная.
2. Исследованиерычажных механизмов
2.1 Метрический синтезмеханизма
Задачей метрическогосинтеза является определение размеров механизма, удовлетворяющих некоторымзаданным условиям. В нашем случае задан коэффициент изменения скорости хода К.
/>,
где θ – острый уголмежду крайними положениями кривошипа.
Отсюда получаем
/>;
/>.
Определяем недостающиедлины звеньев. Решение задачи проводим аналитически. Рассмотрим два крайних положениямеханизма (рис. 2а), для которых />.
Прямоугольныетреугольники ∆О2А0О3 и ∆О2А'0О3равны по двум катетам и гипотенузе (катеты О2А0= О2А'0= О2А, гипотенуза О2О3 – общая).
/>;
/>;
/>
/>
Рис. 2
В нашем случае получаем
/>
/>
Определяем длинукривошипа О2А
/>
Длины звеньев ВО3и ВС определяем из геометрических соображений по схеме, изображенной на рис.2б.
/>
/>
C0C'0= H = 0,11 м.
Пусть ВС = х, С0О3= у; тогда ВО3 = λ·х = 0,32х, С'0О3 = у +0,11.
Используя теоремукосинусов получаем систему уравнений
/>
Решая систему, получаем х= 0,367 м, у = 0,280 м.
Отсюда ВС = 0,367 м, ВО3 = 0,32·0,367 = 0,117 м.
Таким образом, определеныдлины всех звеньев механизма
/>
2.2 Структурный анализмеханизма
/>
Рис. 3
Количество подвижных звеньевмеханизма, изображенного на рис. 3а, равно n = 5. Звенья соединяются между собой при помощи пятивращательных пар (0-1, 1-2, 0-3, 3-4, 4-5) и двух поступательных пар (2-3 и5-0). Все пары являются парами Vкласса. Степень подвижности механизма вычисляем по формуле Чебышева
W = 3n – 2p5 – p4 = 3∙5 – 2∙7 = 1.
Ведущее звено – кривошипО2А (рис. 3б). Ведомая часть состоит из двух двухповодковых группАссура: звенья 2 и 3 образуют группу II класса, 2-го порядка, 3-го вида (рис. 3в), а звенья 4 и 5 группу II класса, 2-го порядка, 2-го вида(рис. 3г).
Формула построениямеханизма может быть записана в следующем виде:
/>
2.3 Кинематическоеисследование механизма
Выбираем масштаб μℓ= 0,00125 /> и вычерчиваемкинематические схемы механизма в 12-ти положениях. Для всех положений механизмастроим планы скоростей и ускорений. Масштаб планов скоростей выбираем μv = 0,01 />,планов ускорений – μа = 0,05 />.Рассмотрим построение плана скоростей на примере 1-го положения механизма (рис4а).
Рассчитываем скоростьточки А1 кривошипа О2А
/>
/>
/>
Рис. 4
Из произвольно выбраннойточки Р (рис. 4б), принимаемой за полюс, откладываем отрезок /> перпендикулярно О2А,изображающий скорость точки А1 кривошипа. Скорость точки А3можно рассматривать как геометрическую сумму переносной вращательной скороститочки А1 кривошипа и относительной поступательной скорости точкивдоль кулисы:
/>
Из точки а1плана скоростей проводим прямую параллельно О3А, а из полюса Р –прямую, перпендикулярную О3А, и в точке их пересечения ставим буквуа3. Отрезок Ра3 изображает в масштабе μv скорость точки А3 кулисы,а отрезок а1а3 – относительную скорость точки А, вдолькулисы
/>
/>
Отрезок Pb на плане скоростей, соответствующийскорости точки В, находится из пропорции
/> или />
и проводится так, что />.
Скорость точки Сопределяется построением геометрического равенства
/>
Отрезок Рс изображает вмасштабе μv скоростьточки С поршня, а отрезок bc –относительную скорость точки С, вокруг точки В
/>
/>
Построим для того жеположения механизма план ускорений (рис. 4в).
Рассчитываем ускорениеточки А1 кривошипа О2А (нормальное ускорение)
/>
Из произвольно выбраннойточки π, принимаемой за полюс плана ускорений, откладываем отрезок /> параллельно О2А,который будет изображать нормальное ускорение кривошипа. Так как точка А3кулисы участвует в переносном движении вместе с кривошипом и относительномвдоль кулисы, то абсолютное ускорение тоски А3 будет состоять изпереносного, относительного и кориолисова ускорений
/>
Истинное значениекориолисова ускорения равно
/>,
а величина отрезка,изображающего его на плане ускорений />
Чтобы определитьнаправление кориолисова ускорения, нужно вектор относительной скорости /> повернуть на 90° в сторонувращения кулисы, в нашем случае – по часовой стрелке.
С другой стороныускорение точки А3 можно определить из равенства
/>
Истинное значение /> определяем по формуле
/>
а величину отрезка,изображающего его на плане ускорений />
Таким образом, остаютсянеизвестными величины двух ускорений /> и />, которые определяем изпостроения плана ускорений. Из точки k плана ускорений проводим прямую параллельно О3А, а из точки n – прямую, перпендикулярную О3А,и в точке их пересечения ставим букву а3. Отрезок πа3изображает в масштабе μа ускорение точки А3 кулисы, отрезокnа3 – ускорение />, а отрезок kа3 – ускорение />
/>
/>
/>
Отрезок πb на плане скоростей, соответствующийскорости точки В, находится из пропорции
/> или />
и проводится так, что />.
Величина ускорения точкиС определяется графическим решением векторного уравнения
/>
Истинное значениеускорения /> определяем по формуле
/>
а величину отрезка,изображающего его на плане ускорений />
Тангенциальная составляющая/> известна только понаправлению (перпендикулярно ВС), а абсолютное ускорение точки С направлено повертикали. Величины этих векторов определяются построением
/>
/>
Аналогично строим планыскоростей и ускорений для остальных положений механизма. Результаты всехзамеров и расчетов с планов скоростей занесены в таблицу 1, с планов ускорений– в таблицу 2.
Таблица 1.№
Замер О3А,
мм
Замер ра3,
мм
Замер а1а3,
мм
Расч. pb,
мм
Замер bc,
мм
Замер pc,
мм
Расч. Vc,
м/с 97,0 0,0 47,2 0,00 0,0 0,000 1 125,2 21,1 42,2 15,78 11,7 10,51 0,105 2 148,2 35,7 30,9 22,54 11,4 16,51 0,165 3 162,9 44,3 16,2 25,46 9,1 21,22 0,212 4 168,0 47,2 0,0 26,30 4,8 24,39 0,244 5 162,9 44,3 16,2 25,46 0,1 25,44 0,254 6 148,2 35,7 30,9 22,54 3,8 23,44 0,234 7 125,2 21,1 42,2 15,78 4,7 16,57 0,166 8 97,0 0,0 47,2 0,00 0,0 0,000 9 69,4 27,9 38,1 37,60 10,3 43,11 0,431 10 56,0 47,2 0,0 78,89 14,4 73,16 0,732 11 69,4 27,9 38,1 37,60 21,7 25,5 0,255
Таблица 2№
Расч. аk,
м/с2
Расч. a1k,
мм
Расч. />,
м/с2
Расч. πn,
мм
Замер πa3,
мм
Расч. πb,
мм
Расч aCB,
м/с2
Расч bn1,
мм
Замер πc,
мм
Расч. aC,
м/с2 0,000 0,00 0,000 0,00 63,6 61,38 0,000 0,00 37,1 1,854 1 1,139 22,78 0,285 5,69 34,6 25,85 0,038 0,76 19,1 0,956 2 1,191 23,81 0,687 13,75 22,5 14,22 0,036 0,72 13,9 0,697 3 0,706 14,12 0,965 19,29 20,8 11,94 0,023 0,45 10,3 0,514 4 0,000 0,00 1,061 21,22 21,2 11,82 0,006 0,13 5,8 0,288 5 0,706 14,12 0,965 19,29 20,8 11,94 0,000 0,00 0,7 0,035 6 1,191 23,81 0,687 13,75 22,5 14,22 0,004 0,08 10,3 0,516 7 1,139 22,78 0,285 5,69 34,6 25,85 0,006 0,12 26,8 1,340 8 0,000 0,00 0,000 0,00 63,6 61,38 0,000 0,00 64,3 3,214 9 2,448 48,97 0,896 17,92 101,9 137,41 0,029 0,58 140,6 7,030 10 0,000 0,00 3,183 63,65 63,7 106,39 0,057 1,15 51,9 2,596 11 2,448 48,97 0,896 17,92 101,9 137,41 0,129 2,59 108,0 5,401
Замеряем ход поршня вовсех положениях механизма, результаты заносим в таблицу 3.
Табл. 3№ 1 2 3 4 5
С0Сi, мм 0,0 3,5 11,9 23,7 38,0 53,6
hc, м 0,000 0,004 0,015 0,030 0,047 0,067 № 6 7 8 9 10 11
С0Сi, мм 68,9 81,7 87,6 77,0 38,0 6,5
hc, м 0,086 0,102 0,109 0,096 0,047 0,008
Строим диаграммуизменения хода поршня С в масштабах /> и />. Методом графическогодифференцирования строим диаграммы скорости и ускорения поршня С. Длядифференцирования берем полюсные расстояния Н1 = 25 мм и Н2 = 16 мм. Рассчитываем масштабы диаграмм скорости и ускорения
/>
Замеряем значенияскоростей и ускорений поршня С по диаграммам и производим сравнение с их величинами,измеренными по планам скоростей и ускорений. Результаты замеров и сравненияприведены в таблице 4.
Табл. 4№
i-i'',
мм
VC(диаг.),
м/с
VC(план),
м/с
Разница VC,%
i-i''',
мм
aC(диаг.),
м/с2
aC(план),
м/с2
Разница aC ,% 0,00 0,000 0,000 0,0 19,29 1,799 1,854 3,0 1 13,28 0,103 0,105 2,3 11,12 1,037 0,956 8,5 2 21,88 0,169 0,165 2,4 6,85 0,639 0,697 8,3 3 27,84 0,215 0,212 1,4 6,01 0,560 0,514 9,0 4 31,93 0,247 0,244 1,1 2,90 0,270 0,288 6,1 5 33,27 0,257 0,254 1,2 0,00 0,000 0,000 0,0 6 31,13 0,240 0,234 2,8 5,21 0,486 0,516 5,9 7 22,37 0,173 0,166 4,1 15,63 1,457 1,340 8,8 8 0,00 0,000 0,000 0,0 34,82 3,247 3,214 1,0 9 59,56 0,460 0,431 6,8 76,20 7,105 7,030 1,1 10 100,62 0,777 0,732 6,2 25,89 2,414 2,596 7,0 11 33,17 0,256 0,255 0,5 57,98 5,406 5,401 0,1
Построение плановскоростей и ускорений и диаграмм характеристик движения рабочего органа машиныпостроены с достаточной точностью, так как отклонения между значениями величинс планов и с диаграмм не превосходят 10%.
3. Проектированиекулачкового механизма
3.1 Построениедиаграмм движения толкателя
Дано:
длина толкателя ℓED = 0,22 м;
полный угол размахатолкателя βmax = 19°;
минимальный угол передачидвижения γmin = 45°;
вид диаграммы ускорениятолкателя – см. рис. 1в.
Определяем фазовые углыкулачкового механизма по рекомендациям из технического задания, учитывая, что
φрх = 240°и φхх = 120°
φу = 0,5 φрх= 0,5∙240 = 120°,
φд = 0,2 φрх= 0,2∙240 =48°,
φв = 0,6 φхх= 0,6∙120 =72°.
Строим график угловогоускорения ведомого звена кулачкового механизма (коромысла) в произвольноммасштабе με и масштабе
/>,
где φу –угол удаления, в °;
ℓ – отрезок осиабсцисс, изображающий угол φу, в мм.
/>.
Учитываем то, чтоотношение ординат, соответствующих максимальным значениям ускорений приудалении и возвращении, связано зависимостью
/>.
Методом графическогоинтегрирования строим диаграммы угловой скорости и углового перемещениятолкателя. Для интегрирования выбираем полюсные расстояния Н1 = 10 мм и Н2 = 20 мм. Получаем максимальное значение ординаты диаграммы перемещениятолкателя равно Smax = 108,3 мм.
Определяем масштабыдиаграмм, начиная с масштаба μs.
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
/>.
Замеряем значения βи V с диаграмм, результаты заносим втаблицу 5.
Табл. 5№
ℓβ, мм β, градус
ℓv, мм V, м/с V/ω, м
ℓV/ω, мм γ, градус 0,00 0,00 0,00 0,000 0,000 0,00 75,94 1 8,24 1,45 22,22 0,192 0,029 14,25 50,03 2 28,23 4,95 35,56 0,307 0,046 22,81 45,00 3 54,13 9,50 40,00 0,346 0,051 25,66 46,87 4 80,03 14,04 35,56 0,307 0,046 22,81 51,69 5 100,00 17,54 22,22 0,192 0,029 14,25 59,22 6 108,3 19,00 0,00 0,000 0,000 0,00 71,62 7 108,3 19,00 0,00 0,000 0,000 0,00 71,62 8 100,00 17,54 37,07 0,321 0,048 23,78 82,26 9 80,03 14,04 59,31 0,513 0,076 38,04 62,24 10 54,13 9,50 66,72 0,577 0,086 42,79 49,84 11 28,23 4,95 59,31 0,513 0,076 38,04 45,00 12 8,24 1,45 37,07 0,321 0,048 23,78 53,53 13 0,00 0,00 0,00 0,000 0,000 0,00 75,94
3.2 Определениеминимального радиуса кулачка
Для проектирования кулачковогомеханизма очень важно правильно выбрать минимальный радиус кулачка />. Определение /> является одной из задач динамическогосинтеза кулачковых механизмов. Проще всего эта задача решается графическимспособом. Изображаем коромысло ED вдвух крайних положениях в масштабе />.Траекторию движения точки Dкоромысла делим в соответствии с диаграммой углового перемещения, получаемточки D0– D13, соединив которые с точкой Е,получаем мгновенные положения толкателя. В каждом положении коромыслаоткладываем отрезок ℓV/ω (табл. 5) –получаем точки 1 – 13. Из получившихся точек под углом γmin = 45° к данному положению коромыслапроводим прямые – получаем точку центра вращения кулачка. Расстояние ОD0будет равно />.
/>.
Точку центра кулачкасоединяем отрезком с каждой из точек 1 – 13 и измеряем углы, образуемые этимиотрезками и соответствующими положениями коромысла – получаем значения углапередачи движения в определенных положениях кулачкового механизма (табл. 5).Строим график изменения угла передачи движения в масштабах μγ= 1°/мм и />.
3.3 Профилированиекулачка
Из центра О проводимокружность радиусом />. На дуге,описанной из центра Е радиусом ℓED, проводим разметку пути точки D согласно графику
β = β(t).
Обращаем движение. Изцентра О радиусом ОЕ описываем дугу и в направлении обратном вращению кулачкаоткладываем от радиуса ОЕ углы φу, φд, φв,которые делим затем на равные части соответственно промежуткам графика β =β(t); обозначаем полученные точкиделения 1' – 13'.
Из этих точек проводимдуги радиусом ℓED, а из центра О засекаем их радиусами ОD1 – OD13. Соединяя точки пересеченияпостроенных дуг плавной кривой, получаем теоретический профиль кулачка.
Радиус ролика выбираем изследующих соображений:
rp ≤ 0,4∙/> или rp ≤ 0,8∙ρmin,
где ρmin – минимальный радиус кривизны профилякулачка.
Определяем графически ρmin = 6,64 мм.
0,4∙/>= 0,4∙44,28 = 17,71 мм,
0,8∙ρmin = 0,8∙6,64 = 5,32 мм.
Из двух значенийпринимаем наименьшее, тогда rp = 5,32 мм (в масштабе чертежа μℓ получаем /> мм).Внутренняя огибающая окружностей, описанных радиусом ролика, центр которогоперемещается по теоретическому профилю, образует искомый рабочий профилькулачка.
4. Проектированиезубчатой передачи
4.1 Расчет приводамашины
Дано:
числа зубьев колес Z1 = 21, Z2 = 47, Z6 = 12, Z7 = 18;
модули m1 = 5 мм; m2 = 5,5 мм;
передаточное отношение U1-5 = 15,85;
частота вращениядвигателя nдв = 1530 об/мин;
межосевое расстояние />
зацепления Z6 – Z7 неравносмещенное, коэффициентсмещения Х выбирать из условия обеспечения заданного межосевого расстояния;
кинематическая схемапривода представлена на рис. 5.
/>
Рис. 5
Привод машины состоит издвух пар зубчатых колес с неподвижными осями и планетарной передачи. Определимпередаточное отношение планетарной передачи />.
Передаточное отношение отводила к 5-му колесу определяется по формуле
/>,
/>.
Методом подбора разбиваемпередаточное число следующим образом
/>, Z3 = 23, Z4 = 30, Z'4= 23, Z5 = 25.
4.2 Расчет внешнегонеравносмещенного зацепления с прямыми зубьями
Заданы следующиевеличины:
модуль зацепления m = 5,5 мм.
угол исходного профилярейки α = 20º;
коэффициент высотыголовки зуба исходного профиля />;
коэффициент радиальногозазора />;
число зубьев шестерни Z6 = 12;
число зубьев колеса Z7 = 18;
межосевое расстояние aw = 85 мм.
Порядок проведениярасчета. Делительные диаметры
/>;
/>.
Основные диаметры
/>;
/>.
Окружные делительный иосновной шаги
/>;
/>.
Угол зацепления
/>;
αw = arccos 0,91206 = 24,208° = 24° 12' 30".
Суммарный коэффициентсмещения
/>
По блокирующему контуру[4, фиг. 32] разбиваем ХΣ на слагаемые и определяем Х6= 0,383 и Х7 = 0,12.
Начальные диаметры
/>;
/>.
Диаметры впадин зубьев
/>;
/>.
Диаметры вершин зубьев
/>;
/>.
Окружные толщины зубьев(о делительной окружности)
/>;
/>.
Проверка на заострение
/>;
/>;
/>;
/>;
Sa = 0,2 ∙ 5,5 = 1,1 мм, выполняетсяусловие Sa6, Sa7≥ Sa, значит, заострения зубьев нет. Поданным проведенных расчетов вычерчиваем зубчатое зацепление в масштабе μ'ℓ= 0,00025 м/мм.
4.3 Качественныепоказатели зацепления
1. Коэффициент перекрытия
/>;
/>;
/>.
2. Коэффициент удельногоскольжения
/>;
/>;
/>, />;
/>; />.
3. Коэффициент удельногодавления в полюсе
/>;
/>.
Все показатели находятсяв допускаемых пределах.
5. Силовой расчетмеханизма
Данные для расчета:
отношения />
погонный вес q = 120 H/м;
сила полезногосопротивления Рпс = 158 Н;
Требуется определитьдавление в кинематических парах, уравновешивающую силу (момент).
Выбираем положение вовремя рабочего хода машины, в котором имеет место наибольшее ускорение рабочегооргана – 7-е положение. Строим планы положения механизма в масштабе μℓ= 0,00175 />, скоростей – μv = 0,01 />,ускорений – μа = 0,05 />.
Определяем положение центровтяжестей звеньев на планах
а) механизма
/>;
/>;
б) скоростей
/>;
/>;
в) ускорений
/>;
/>.
Определяем веса звеньев
G3 = q∙ℓ3= 120∙0,157 = 18,84 H;
G4 = q∙ℓ4= 120∙0,367 = 44,04 H;
G5 = λ∙G4 = 0,32∙44,04 = 14,09 H.
Определяем силы инерции
/>;
/>;
/>.
Определяем моментыинерции звеньев
/>;
/>;
/>.
Определяем угловыеускорения и моменты сил инерции звеньев
/>;
/>;
/>;
/>.
Определяем плечи силинерции
/>;
/>.
Силовой расчет механизманачинаем с последней присоединенной группы Ассура – />.На эту группу действует сила полезного сопротивления Рпс, силатяжести поршня G5, сила инерции поршня Ри5,реакция стойки R05, вес шатуна G4, сила инерции шатуна Ри4, реакция отброшенногозвена R34 (/> и/>).
Уравнение равновесиягруппы под действием этих сил имеет следующий вид
/>.
Величину и направлениесилы /> можно найти из уравнениямоментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки С
/>;
/>
/>.
Строим план сил вмасштабе μР = 1 Н/мм и замеряем недостающие силы R05 = 33,15 Н; />= 97,73 Н; />= 97,67 Н.
Переходим к следующейгруппе Ассура />. На неедействуют сила реакции предыдущей группы R43, сила инерции коромысла Ри3, вес коромысла G3, реакция стойки R03, реакция отброшенного звена R12.
Уравнение равновесиягруппы под действием этих сил имеет следующий вид
/>.
Величину и направлениесилы /> можно найти из уравнениямоментов всех сил, действующих на звено 3, относительно точки О3
/>;
/>.
/>.
Строим план сил изамеряем недостающие силы R03 = 103,27 Н.
Рассмотрим ведущее звено– кривошип. На него действует сила реакции предыдущей группы R21, реакция стойки R01, уравновешивающая сила Рур.
Уравнение равновесиягруппы под действием этих сил имеет следующий вид
/>.
Величину и направлениесилы Рур можно найти из уравнения моментов всех сил, действующих назвено 1, относительно точки О2
/>;
/>.
/>.
Строим план сил иопределяем недостающие силы R01 = 59,29 Н.
Определимуравновешивающую силу с помощью рычага Жуковского.
Строим план скоростей и всоответствующих точках прикладываем внешние силы и силы инерции, поворачивая ихна 90° по часовой стрелке. Составляем уравнение равновесия рычага
/>;
/>0.
Отсюда получаем
/>
6. Расчет маховика
Для каждого положениямеханизма определяем приведенный к главному валу момент сил сопротивления,определяемый из условия равенства мощности приведенного момента и мощности силыполезного сопротивления
/>
Для каждого положениямеханизма определяем приведенный к главному валу момент инерции, определяемыйиз условия равенства кинетических энергий
/>;
/>.
Результаты всех расчетови замеров сведены в таблицу 6.
Табл. 6№
Mпр, Н∙м
Jпр, кг∙м2
ℓΔЕ, мм
/>, Дж
JMX + Jnp, кг∙м2
ω1, рад 0,00 0,0000 0,00 6,55 0,2214 7,69 1 2,46 0,0025 6,83 6,91 0,2239 7,86 2 3,87 0,0064 4,75 6,80 0,2278 7,73 3 4,97 0,0104 -3,52 6,37 0,2318 7,41 4 5,72 0,0128 -16,47 5,69 0,2342 6,97 5 5,96 0,0126 -31,96 4,87 0,2340 6,45 6 5,49 0,0095 -47,00 4,08 0,2309 5,95 7 3,88 0,0042 -57,42 3,54 0,2256 5,60 8 0,00 0,0000 -56,23 3,60 0,2214 5,70 9 0,0245 -42,17 4,34 0,2459 5,94 10 0,0732 -28,11 5,08 0,2946 5,87 11 0,0104 -14,06 5,81 0,2318 7,08
Строим графики Мпри Jпр в масштабах μφ= 0,0175 рад/мм, μМ = 0,1 Н∙м/мм и μJ = 0,0008 кг∙м2/мм.Графическим интегрированием графика моментов получаем график приведенных работ(полюсное расстояние H =30). Далее получаем график ΔЕпр(φ), его масштаб будетравен
/>.
Определяем минимальную имаксимальную угловую скорость кривошипа
/>;
/>.
Находим углы касательныхк диаграмме
/>;
/>.
Графически исключаемпараметр φ и строим график ΔЕпр(J). Проводим к нему касательные под углами ψmax и ψmin. Точка пересечения касательных –новое начало координат графика.
Замеряем
JMX = 276,75∙0,0008 = 0,2214 кг∙м2;
Епр0= 124,79∙0б0525 = 6,552 Дж.
Принимаем диаметрмаховика dMX = 0,5 м, тогда вес обода будет
/>;
вес маховика с ободом испицами равен GMX = 1,3∙Gоб = 1,3∙34,75 = 45,18 Н.
Угловую скоростькривошипа в каждом положении механизма находим по формуле />, результаты расчетазанесены в таблицу 6. График изменения угловой скорости строим в масштабе 0,1(рад/с)/мм.
Определяем мощностьдвигателя по формуле
/>.
Список литературы
1. Артоболевский И.И. Теория механизмов. – М., Издательство«Наука», 1965. – 776 с., ил.
2. Аллилуева Л.А., Езерская С.В., Кунивер А.С., Янченко Т.А. Методическиеуказания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин. 3-е изд.,стереотипное. – Ижевск, Издательство ИжГТУ, 2004. – 72 с., ил.
3. Газизова З.С., Русаева В.А., Янченко Т.А. Задания длякурсового проекта по теории механизмов и машин. Насосы и двигатели внутреннегосгорания. – Ижевск, Издательство ИжГТУ, 1980. – 32 с., ил.
4. Болотовская Т.П., Болотовский И.А., Смирнов В.Э.Справочник по корригированию зубчатых колес. – М.: Машгиз, 1962. – 216 с., ил.
5. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектировании по теориимеханизмов и машин. – Киев, Издательство «Вища школа», 1970. – 332с., ил.