ЗМІСТ
Введення
1. Динамічний аналіз важільного механізму за коефіцієнтом нерівномірності руху (графічна частина - лист № 1)
2. Силове дослідження важільного механізму (графічна частина - лист № 2).
3. Проектування зубчастої передачі та планетарного редуктора (графічна частина - лист № 3)
4. Проектування кулачкового механізму (графічна частина - лист № 4)
Список використаної літератури
ВСТУП
Науковою основою створення нових високоефективних, надійних машин і приладів та технологічних ліній є теорія механізмів і машин - наука про загальні методи дослідження і проектування.
У світлі завдань, що стоять перед машинобудівною промисловістю, особливого значення набуває якість підготовки висококваліфікованих інженерів. Сучасний інженер-конструктор повинен володіти сучасними методами розрахунку і конструювання нових швидкохідних автоматизованих і швидкохідних машин. Раціонально спроектована машина повинна задовольняти соціальним вимогам - безпеки обслуговування та створення найкращих умов для обслуговуючого персоналу, а також експлуатаційних, технологічним та виробничим вимогам. Ці вимоги являють собою складний комплекс завдань, які повинні бути вирішені в процесі проектування нової машини.
Вирішення цих завдань на початковій стадії проектування полягає у виконанні аналізу і синтезу проектованої машини, а також у розробці її кінематичної схеми, що забезпечує з достатнім наближенням відтворення необхідного закону руху.
Для виконання цих завдань студент - майбутній інженер - повинен вивчити основні положення теорії механізмів і загальні методи кінематичного і динамічного аналізу і синтезу механізмів, а також набути навичок у застосуванні цих методів до дослідження й проектування кінематичних схем механізмів і машин різних типів.
Тому поряд з вивченням курсу теорії механізмів і машин у навчальних планах передбачається обов'язкове виконання студентами курсового проекту з теорії механізмів і машин. Проект містить завдання з дослідження й проектування машин, які складаються з складних і простих у структурному відношенні механізмів (шарнірно-важільних, кулачкових, зубчастих і т.д.). Курсове проектування сприяє закріпленню, поглибленню й узагальненню теоретичних знань, а також застосуванню цих знань до комплексного вирішення конкретної інженерної задачі по дослідженню і розрахунку механізмів і машин; воно розвиває у студента творчу ініціативу і самостійність, підвищує його інтерес до вивчення дисципліни і прищеплює навички науково- дослідної роботи.
У даному курсовому проекті розглянуті механізми двоциліндрового чотиритактного двигуна внутрішнього згоряння, такі як:
- Важільний механізм;
- Планетарна щабель коробки передач;
- Проста зубчаста передача;
- Кулачковий механізм з штовхачем.
I Динамічний синтез важільного механізму за коефіцієнтом нерівномірності руху (графічна частина - лист № 1)
1.1 Побудова планів положень для 12 положень провідної ланки і відповідних їм планів швидкостей:
Плани положень:
Масштаб планів положень μ l = l OA / (OA) = 0,305 / 180 = 0,00169 м / мм.
Плани швидкостей:
U 1 P = U Z * Z ** · U NH ;
U 1P = n 1 / n P;
n 1 = n P · U 1P;
U Z * Z ** = Z ** / Z * = 30 / 17 = 1,76;
U NH = 5,1;
U 1P = 1,76 · 5.1 = 9;
n 1 = 240 · 9 = 2160 об / хв - частота обертання кривошипа 1.
Для кожного з 12 планів положень будується план швидкостей.
Швидкість точки В, V В
V В = ω 1 l АВ = 226,08 0,0825 = 18,65 м / с,
де
Швидкість точки С визначимо, вирішуючи графічно систему векторних рівнянь:
де V СВ - швидкість руху точки З відносно точки В, V СВ ^ СВ;
V С0 = 0 м / с - швидкість точки С 0, що лежить на стійці;
V СС0 - швидкість руху точки З відносно точки С0, V СС0 ÷ ÷ O Х.
Швидкість точки D визначається з пропорції:
Кутова швидкість обертання шатуна 2:
Для визначення швидкості точки E графічно розв'язується система рівнянь
де V ED - швидкість руху точки E відносно точки D, V ED ^ ED;
V E 0 = 0 м / с - швидкість точки E 0, що лежить на стійці;
V EE 0 - швидкість руху точки E відносно точки E 0, V EE 0 ÷ ÷ OY.
Кутова швидкість обертання шатуна 4:
Масштаб планів швидкостей μ V = V B / (p в) = 18,65 / 50 = 0,373 м ∙ c -1 / мм.
1.2 Побудова графіка наведеного до ведучого ланки моменту інерції механізму в залежності від кута повороту ланки приведення для циклу усталеного руху
Наведений момент інерції для кожного положення механізму визначається за формулою, [1], стр.337:
де m 2, m 3, m 4 і m 5 - відповідно маси ланок 2, 3, 4 і 5, кг;
J S 1, J S 2, J S 4 - моменти інерції ланок 1, 2 і 4, кг ∙ м 2;
V S 2, V S 4 - швидкості центрів мас ланок 2 і 4, м / с.
Результати розрахунків занесені в таблицю 1:
табл. 1
Масштабні коефіцієнти побудови графіка:
μ J = J П MAX / y MAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг ∙ м 2 / мм;
μ φ = 2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад / мм.
Вісь ординат направимо горизонтально, тобто будуємо графік оберненим на 90 ˚.
1.3 Визначення сил тиску газів в першому і другому циліндрах
Максимальна сила, що діє на поршень:
1.4 Побудова графіка моментів рушійних сил і сил опору, наведених до ведучого ланці, в залежності від кута повороту ланки приведення для циклу усталеного руху
Наведений до ведучого ланці момент рушійних сил визначається за формулою
М ПД = Р ПД ∙ l OA, Н ∙ м,
де Р ПД - приведена до ведучого ланці рушійна сила, Н;
де Р ПУ - приведена урівноважує сила, яка визначається побудовою важеля Жуковського для кожного положення механізму.
М ПД вважається позитивним, якщо він спрямований у бік обертання ведучого ланки, і негативним - у противному випадку.
Результати розрахунків занесені в таблицю 2:
табл.2
Масштаб графіка моментів μ М = М ПД MAX / y MAX = 5264 / 90 = 58,5 Н ∙ м / мм.
Масштаб кутів μ φ = 2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад / мм.
Графік роботи рушійних сил А Д виходить шляхом графічного інтегрування графіка М ПД.
Поєднуючи кінцеві точки графіка А Д прямим відрізком, отримаємо графік роботи сил опору А С, з якого графічним диференціюванням будується графік моменту сил опору М ПС.
Масштаб графіка робіт μ А = μ М ∙ μ φ ∙ Н 1 = 58,5 ∙ 0,0349 ∙ 50 = 102,05 Дж / мм.
1.5 Побудова графіка зміни кінетичної енергії
Графік зміни кінетичної енергії Т (φ) будується шляхом вирахування з графіка А Д роботи рушійних сил графіка А З роботи сил опору.
Масштаб графіка зміни кінетичної енергії μ Т = μ А = 102,05 Дж / мм.
1.6 Побудова діаграми «Енергія-Маса» (діаграми Віттенбауера)
Діаграма Віттенбауера будується шляхом виключення кута повороту φ з графіків J П (φ) і Т (φ).
1.7 Визначення величини моменту інерції маховика, що забезпечує рух із заданим коефіцієнтом нерівномірності руху
Кути нахилу дотичних до діаграми Віттенбауера, [2], стор.137:
Дотичні відтинають на осі ординат графіка Т = f (J П) відрізок довжиною (kl) = 56 мм .
Величина моменту інерції маховика
Розміри маховика:
Діаметр
730 мм .
де g = 9,81 м / с 2 - прискорення вільного падіння;
γ = 7,3 ∙ 10 4 Н / м 3 - питома вага маховика з чавуну;
ψ = 0,1 - коефіцієнт ширини обода;
ξ = 0,15 - коефіцієнт висоти обода.
Маса обода
Маса маховика
Ширина обода b = ψ ∙ D = 0,1 ∙ 0,73 = 0,073 м , Приймаємо b = 73 мм .
Висота обода h = ξ ∙ D = 0,15 ∙ 0,73 = 0,1095 м , Приймаємо h = 110 мм .
II Силове дослідження важільного механізму (графічна частина - лист № 2)
2.1 Побудова для заданого положення схеми механізму, плану швидкостей і плану прискорень. Визначення прискорень центрів мас і кутових прискорень ланок (для 4-го положення механізму).
Порядок побудови плану швидкостей викладено у п. 1.1.
План прискорень:
Прискорення точки А, а А | | (ОА):
а В = ω 2 січня ∙ l АВ = 226 2 ∙ 0,0825 = 4213,8 м / с 2.
Для визначення прискорення точки С необхідно вирішити систему векторних рівнянь:
де а СВ n - нормальне прискорення точки С відносно точки В, a СВ n | | СВ;
а СВ n = ω 2 лютого ∙ l СВ = 31,8 2 ∙ 0,305 = 308 м / с 2;
а СВ τ - тангенціальне прискорення точки С відносно точки В, а СВ τ ^ СВ;
а СС0 r - релятивне прискорення руху точки З відносно точки С0, а СС0 r ÷ ÷ Про X.
Прискорення центру мас ланки 2:
Кутове прискорення ланки 2:
Прискорення точки D визначається з пропорції:
Прискорення центру мас ланки 4:
Кутове прискорення ланки 4:
Масштаб плану прискорень μ а = а А / (p а) = 4213,8 / 200 = 21,1 м / с 2 ∙ мм
Після побудови плану прискорень визначаються величини прискорень множенням довжин векторів, які їх на масштаб μ а.
2.2 Визначення головних векторів і головних моментів сил інерції ланок
Головні вектори сил інерції
.
Головні моменти сил інерції
Таким чином, визначені величини F І і М І для ланок механізму:
Р І 2 = m 2 ∙ a S2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;
Р І 3 = m 3 ∙ a S3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;
Р І 4 = m 4 ∙ a S4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;
Р І 5 = m 5 ∙ a S5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;
M І 2 = J S2 ∙ ε 2 = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H ∙ м;
M І 4 = J S4 ∙ ε 4 = 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H ∙ м.
2.3 Визначення реакцій в кінематичних парах механізму методом планів сил. Структурна група 4-5:
Для визначення тангенціальною складової реакції R 24 τ складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 4, відносно точки Е:
звідки
Для визначення реакцій R 24 n і R 05 будується план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштабний коефіцієнт побудови плану:
2.4 Визначення реакцій в кінематичних парах механізму методом планів сил. Структурна група 2-3:
Для визначення тангенціальною складової реакції R 12 τ складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 2, відносно точки С:
звідки
Для визначення реакцій R 03 і R 12 n складається план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштабний коефіцієнт побудови плану сил:
Провідне ланка 1:
Для визначення врівноважує сили Р У складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 1, відносно точки А:
звідки
Врівноважує момент М У = Р У ∙ l OA = 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2 Н ∙ м.
Для визначення реакції R 01 будується план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштаб побудови плану сил:
2.5 Визначення врівноважує моменту на провідному ланці механізму методом важеля Н.Є. Жуковського
Моменти сил інерції, що діють на ланки 2 і 4, замінюються парами сил, прикладених в кінцях ланок:
Складається рівняння моментів усіх сил щодо полюса Р плану швидкостей:
звідки
Врівноважує момент М У = Р У ∙ l OA = 51269 ∙ 0,00825 = 4229,7 Н ∙ м.
Різниця зі значенням М У, отриманими в результаті силового аналізу, становить 1,7%, що цілком припустимо.
III Проектування зубчастої передачі та планетарного редуктора
(Графічна частина - лист № 3)
3.1 Вибір коефіцієнтів зміщення інструментальної рейки, що забезпечують необхідні властивості передачі:
За даними ([3], стор 66-68) визначено коефіцієнти зміщення:
- Для шестірні Х 1 = 0,968
- Для колеса Х 2 = 0,495
3.2 Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс і передачі
Радіуси ділильних кіл
r 1 = (m ∙ Z a) / 2 = (4 ∙ 17) / 2 = 34 мм
r 2 = (m ∙ Z b) / 2 = (4 ∙ 30) / 2 = 60 мм
Радіуси основних кіл
r b 1 = r 1 ∙ cosα = 34 ∙ cos20 ˚ = 32 мм
r b 2 = r 2 ∙ cosα = 60 ∙ cos20 ˚ = 56,4 мм
Товщини зубів по ділильним окружностях
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
Кут зачеплення
α ω = 26 ˚ 50 - за номограми ([3], стор 44)
Радіуси початкових кіл
r W 1 = r 1 ∙ cos α / cos α W = 34 ∙ cos 20 ˚ / cos 26 ˚ 50 '= 35,8 мм
r W 2 = r 2 ∙ cos α / cos α W = 60 ∙ cos 20 ˚ / cos 26 ˚ 50 '= 63,2 мм
Міжцентрова відстань
a W = r W 1 + r W 2 = 35,8 + 63,2 = 99 мм
Радіуси кіл западин
r f 1 = r 1 - 1,25 ∙ m + X 1 ∙ m = 34 - 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 = 32,9 мм
r f 2 = r 2 - 1,25 ∙ m + X 2 ∙ m = 60 - 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 = 56,98 мм
Радіуси кіл вершин
r a 1 = a W - r f 2 - 0,25 ∙ m = 99 - 56,98 - 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм
r a 2 = a W - r f 1 - 0,25 ∙ m = 99 - 32,9 - 0,25 ∙ 4 = 65,15 мм
Крок зачеплення по ділильної окружності
р = π · m = 3,14 · 4 = 12,56 мм
Визначення коефіцієнта перекриття
Аналітичним способом:
α a1 = arccos (r b1 / r a1) = arccos (32 / 41,05) = 38,78 є
α a2 = arccos (r b2 / r a2) = arccos (56,4 / +65,15) = 30 °
3.3 Розрахунок планетарного механізму
Переймаючись значенням х = 30 / 41, знаходимо величину у = х · (- U 16 (H)) = 3;
За формулою
де к - число сателітів, визначаємо кількість зубів z 3 на сателіті 3:
Z 3 = 164 · a; Z 4 = y · Z 3 = 492а;
з рівності (х + 1) · Z 2 · q = Z 4 - Z 3 знаходимо величину Z 2:
Z 2 = 328 · 41 a / 71, Беручи а = 1 / 2, отримуємо:
Z 1 = 69; Z 2 = 95; Z 3 = 82; Z 4 = 246.
Отримані числа зубів задовольняють умовам співвісності, сусідства і збірки, а також вимоги найменших габаритів механізму.
Розрахунок розмірів коліс планетарного механізму
d 1 = m I ∙ Z 1 = 4 ∙ 69 = 276 мм
d 2 = m I ∙ Z 2 = 4 ∙ 95 = 380 мм
d 3 = m I ∙ Z 3 = 4 ∙ 164 = 328 мм
d 3 = m I ∙ Z 3 = 4 ∙ 246 = 984 мм
Масштаб побудови схеми механізму μ l = 0,0041 м / мм
Швидкість точок на ободі колеса 1
Масштаб побудови картини лінійних швидкостей
Масштаб побудови картини кутових швидкостей
IV Проектування кулачкового механізму
(Графічна частина - лист № 4)
4.1 Побудова графіка першої похідної та переміщення штовхача в залежності від кута повороту кулачка. Визначення масштабів побудови.
Після побудови графіків розраховуються масштабні коефіцієнти:
Масштаб кутів
Масштаб графіка переміщення штовхача
Масштаб аналога швидкості
Масштаб аналога прискорення
Для визначення оптимального розміру кулачкового механізму проводяться необхідні графічні побудови (див. лист № 4).
З побудови R MIN = 0,04728 м = 47 мм .
4.2 Побудова профілю кулачка за заданим законом руху вихідної ланки
Масштаб побудови профілю
m l = 0,0624 / 149 = 0,000419 м / мм.
Список використаної літератури:
1. Артоболевський І.І. Теорія механізмів і машин: Підручник для втузів. - М.: Наука. Головна редакція фізико-математичної літератури, 1988. - 640 с.
2. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: Навчальний посібник для інж.-техн. спец. вузів. / В. К. Акулич, П. П. Анціпоровіч та ін; За заг. ред. Г.Н. Девойно. - Мінськ: Обчислюємо. шк., 1986. - 825 с.
3. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: Навчальний посібник для інж.-техн. спец. вузів. / Кореняко А.С. та ін - Київ: Вища школа, 1970. - 332 с.
4. Збірник завдань з теорії механізмів і машин. / І. І. Артоболевський, Б. В. Едельштейн. - М.: Наука. Головна редакція фізико-математичної літератури, 1973. - 256 с.
Введення
1. Динамічний аналіз важільного механізму за коефіцієнтом нерівномірності руху (графічна частина - лист № 1)
2. Силове дослідження важільного механізму (графічна частина - лист № 2).
3. Проектування зубчастої передачі та планетарного редуктора (графічна частина - лист № 3)
4. Проектування кулачкового механізму (графічна частина - лист № 4)
Список використаної літератури
ВСТУП
Науковою основою створення нових високоефективних, надійних машин і приладів та технологічних ліній є теорія механізмів і машин - наука про загальні методи дослідження і проектування.
У світлі завдань, що стоять перед машинобудівною промисловістю, особливого значення набуває якість підготовки висококваліфікованих інженерів. Сучасний інженер-конструктор повинен володіти сучасними методами розрахунку і конструювання нових швидкохідних автоматизованих і швидкохідних машин. Раціонально спроектована машина повинна задовольняти соціальним вимогам - безпеки обслуговування та створення найкращих умов для обслуговуючого персоналу, а також експлуатаційних, технологічним та виробничим вимогам. Ці вимоги являють собою складний комплекс завдань, які повинні бути вирішені в процесі проектування нової машини.
Вирішення цих завдань на початковій стадії проектування полягає у виконанні аналізу і синтезу проектованої машини, а також у розробці її кінематичної схеми, що забезпечує з достатнім наближенням відтворення необхідного закону руху.
Для виконання цих завдань студент - майбутній інженер - повинен вивчити основні положення теорії механізмів і загальні методи кінематичного і динамічного аналізу і синтезу механізмів, а також набути навичок у застосуванні цих методів до дослідження й проектування кінематичних схем механізмів і машин різних типів.
Тому поряд з вивченням курсу теорії механізмів і машин у навчальних планах передбачається обов'язкове виконання студентами курсового проекту з теорії механізмів і машин. Проект містить завдання з дослідження й проектування машин, які складаються з складних і простих у структурному відношенні механізмів (шарнірно-важільних, кулачкових, зубчастих і т.д.). Курсове проектування сприяє закріпленню, поглибленню й узагальненню теоретичних знань, а також застосуванню цих знань до комплексного вирішення конкретної інженерної задачі по дослідженню і розрахунку механізмів і машин; воно розвиває у студента творчу ініціативу і самостійність, підвищує його інтерес до вивчення дисципліни і прищеплює навички науково- дослідної роботи.
У даному курсовому проекті розглянуті механізми двоциліндрового чотиритактного двигуна внутрішнього згоряння, такі як:
- Важільний механізм;
- Планетарна щабель коробки передач;
- Проста зубчаста передача;
- Кулачковий механізм з штовхачем.
I Динамічний синтез важільного механізму за коефіцієнтом нерівномірності руху (графічна частина - лист № 1)
1.1 Побудова планів положень для 12 положень провідної ланки і відповідних їм планів швидкостей:
Плани положень:
Масштаб планів положень μ l = l OA / (OA) = 0,305 / 180 = 0,00169 м / мм.
Плани швидкостей:
U 1 P = U Z * Z ** · U NH ;
U 1P = n 1 / n P;
n 1 = n P · U 1P;
U Z * Z ** = Z ** / Z * = 30 / 17 = 1,76;
U NH = 5,1;
U 1P = 1,76 · 5.1 = 9;
n 1 = 240 · 9 = 2160 об / хв - частота обертання кривошипа 1.
Для кожного з 12 планів положень будується план швидкостей.
Швидкість точки В, V В
V В = ω 1 l АВ = 226,08 0,0825 = 18,65 м / с,
де
Швидкість точки С визначимо, вирішуючи графічно систему векторних рівнянь:
де V СВ - швидкість руху точки З відносно точки В, V СВ ^ СВ;
V С0 = 0 м / с - швидкість точки С 0, що лежить на стійці;
V СС0 - швидкість руху точки З відносно точки С0, V СС0 ÷ ÷ O Х.
Швидкість точки D визначається з пропорції:
Кутова швидкість обертання шатуна 2:
Для визначення швидкості точки E графічно розв'язується система рівнянь
де V ED - швидкість руху точки E відносно точки D, V ED ^ ED;
V E 0 = 0 м / с - швидкість точки E 0, що лежить на стійці;
V EE 0 - швидкість руху точки E відносно точки E 0, V EE 0 ÷ ÷ OY.
Кутова швидкість обертання шатуна 4:
Масштаб планів швидкостей μ V = V B / (p в) = 18,65 / 50 = 0,373 м ∙ c -1 / мм.
1.2 Побудова графіка наведеного до ведучого ланки моменту інерції механізму в залежності від кута повороту ланки приведення для циклу усталеного руху
Наведений момент інерції для кожного положення механізму визначається за формулою, [1], стр.337:
де m 2, m 3, m 4 і m 5 - відповідно маси ланок 2, 3, 4 і 5, кг;
J S 1, J S 2, J S 4 - моменти інерції ланок 1, 2 і 4, кг ∙ м 2;
V S 2, V S 4 - швидкості центрів мас ланок 2 і 4, м / с.
Результати розрахунків занесені в таблицю 1:
табл. 1
| Положення | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11 | 12 |
| J П, кг ∙ м 2 | 0,03 | 0,034 | 0,041 | 0,042 | 0,038 | 0,023 | 0,038 | 0,042 | 0,041 | 0,034 | 0,03 | 0,027 |
μ J = J П MAX / y MAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг ∙ м 2 / мм;
μ φ = 2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад / мм.
Вісь ординат направимо горизонтально, тобто будуємо графік оберненим на 90 ˚.
1.3 Визначення сил тиску газів в першому і другому циліндрах
Максимальна сила, що діє на поршень:
1.4 Побудова графіка моментів рушійних сил і сил опору, наведених до ведучого ланці, в залежності від кута повороту ланки приведення для циклу усталеного руху
Наведений до ведучого ланці момент рушійних сил визначається за формулою
М ПД = Р ПД ∙ l OA, Н ∙ м,
де Р ПД - приведена до ведучого ланці рушійна сила, Н;
де Р ПУ - приведена урівноважує сила, яка визначається побудовою важеля Жуковського для кожного положення механізму.
М ПД вважається позитивним, якщо він спрямований у бік обертання ведучого ланки, і негативним - у противному випадку.
Результати розрахунків занесені в таблицю 2:
табл.2
| Параметр | Положення | |||||||||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11 | 12 | |
| Р ПУ, Н | 38914 | 43348 | 63808 | 50932 | 20350 | 5456 | 80 | 528 | 2909 | 10066 | 13026 | 7882 |
| М ПД, Н ∙ м | 3210 | 3576 | 5264 | 4202 | 1678 | 450 | 6,7 | 43,5 | 240 | 830,5 | 1074,7 | 650,3 |
Масштаб кутів μ φ = 2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад / мм.
Графік роботи рушійних сил А Д виходить шляхом графічного інтегрування графіка М ПД.
Поєднуючи кінцеві точки графіка А Д прямим відрізком, отримаємо графік роботи сил опору А С, з якого графічним диференціюванням будується графік моменту сил опору М ПС.
Масштаб графіка робіт μ А = μ М ∙ μ φ ∙ Н 1 = 58,5 ∙ 0,0349 ∙ 50 = 102,05 Дж / мм.
1.5 Побудова графіка зміни кінетичної енергії
Графік зміни кінетичної енергії Т (φ) будується шляхом вирахування з графіка А Д роботи рушійних сил графіка А З роботи сил опору.
Масштаб графіка зміни кінетичної енергії μ Т = μ А = 102,05 Дж / мм.
1.6 Побудова діаграми «Енергія-Маса» (діаграми Віттенбауера)
Діаграма Віттенбауера будується шляхом виключення кута повороту φ з графіків J П (φ) і Т (φ).
1.7 Визначення величини моменту інерції маховика, що забезпечує рух із заданим коефіцієнтом нерівномірності руху
Кути нахилу дотичних до діаграми Віттенбауера, [2], стор.137:
Дотичні відтинають на осі ординат графіка Т = f (J П) відрізок довжиною (kl) =
Величина моменту інерції маховика
Розміри маховика:
Діаметр
де g = 9,81 м / с 2 - прискорення вільного падіння;
γ = 7,3 ∙ 10 4 Н / м 3 - питома вага маховика з чавуну;
ψ = 0,1 - коефіцієнт ширини обода;
ξ = 0,15 - коефіцієнт висоти обода.
Маса обода
Маса маховика
Ширина обода b = ψ ∙ D = 0,1 ∙ 0,73 =
Висота обода h = ξ ∙ D = 0,15 ∙ 0,73 =
II Силове дослідження важільного механізму (графічна частина - лист № 2)
2.1 Побудова для заданого положення схеми механізму, плану швидкостей і плану прискорень. Визначення прискорень центрів мас і кутових прискорень ланок (для 4-го положення механізму).
Порядок побудови плану швидкостей викладено у п. 1.1.
План прискорень:
Прискорення точки А, а А | | (ОА):
а В = ω 2 січня ∙ l АВ = 226 2 ∙ 0,0825 = 4213,8 м / с 2.
Для визначення прискорення точки С необхідно вирішити систему векторних рівнянь:
де а СВ n - нормальне прискорення точки С відносно точки В, a СВ n | | СВ;
а СВ n = ω 2 лютого ∙ l СВ = 31,8 2 ∙ 0,305 = 308 м / с 2;
а СВ τ - тангенціальне прискорення точки С відносно точки В, а СВ τ ^ СВ;
а СС0 r - релятивне прискорення руху точки З відносно точки С0, а СС0 r ÷ ÷ Про X.
Прискорення центру мас ланки 2:
Кутове прискорення ланки 2:
Прискорення точки D визначається з пропорції:
Прискорення центру мас ланки 4:
Кутове прискорення ланки 4:
Масштаб плану прискорень μ а = а А / (p а) = 4213,8 / 200 = 21,1 м / с 2 ∙ мм
Після побудови плану прискорень визначаються величини прискорень множенням довжин векторів, які їх на масштаб μ а.
2.2 Визначення головних векторів і головних моментів сил інерції ланок
Головні вектори сил інерції
Головні моменти сил інерції
Таким чином, визначені величини F І і М І для ланок механізму:
Р І 2 = m 2 ∙ a S2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;
Р І 3 = m 3 ∙ a S3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;
Р І 4 = m 4 ∙ a S4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;
Р І 5 = m 5 ∙ a S5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;
M І 2 = J S2 ∙ ε 2 = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H ∙ м;
M І 4 = J S4 ∙ ε 4 = 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H ∙ м.
2.3 Визначення реакцій в кінематичних парах механізму методом планів сил. Структурна група 4-5:
Для визначення тангенціальною складової реакції R 24 τ складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 4, відносно точки Е:
звідки
Для визначення реакцій R 24 n і R 05 будується план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштабний коефіцієнт побудови плану:
2.4 Визначення реакцій в кінематичних парах механізму методом планів сил. Структурна група 2-3:
Для визначення тангенціальною складової реакції R 12 τ складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 2, відносно точки С:
звідки
Для визначення реакцій R 03 і R 12 n складається план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштабний коефіцієнт побудови плану сил:
Провідне ланка 1:
Для визначення врівноважує сили Р У складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 1, відносно точки А:
звідки
Врівноважує момент М У = Р У ∙ l OA = 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2 Н ∙ м.
Для визначення реакції R 01 будується план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштаб побудови плану сил:
2.5 Визначення врівноважує моменту на провідному ланці механізму методом важеля Н.Є. Жуковського
Моменти сил інерції, що діють на ланки 2 і 4, замінюються парами сил, прикладених в кінцях ланок:
Складається рівняння моментів усіх сил щодо полюса Р плану швидкостей:
звідки
Врівноважує момент М У = Р У ∙ l OA = 51269 ∙ 0,00825 = 4229,7 Н ∙ м.
Різниця зі значенням М У, отриманими в результаті силового аналізу, становить 1,7%, що цілком припустимо.
III Проектування зубчастої передачі та планетарного редуктора
(Графічна частина - лист № 3)
3.1 Вибір коефіцієнтів зміщення інструментальної рейки, що забезпечують необхідні властивості передачі:
За даними ([3], стор 66-68) визначено коефіцієнти зміщення:
- Для шестірні Х 1 = 0,968
- Для колеса Х 2 = 0,495
3.2 Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс і передачі
Радіуси ділильних кіл
r 1 = (m ∙ Z a) / 2 = (4 ∙ 17) / 2 =
r 2 = (m ∙ Z b) / 2 = (4 ∙ 30) / 2 =
Радіуси основних кіл
r b 1 = r 1 ∙ cosα = 34 ∙ cos20 ˚ =
r b 2 = r 2 ∙ cosα = 60 ∙ cos20 ˚ =
Товщини зубів по ділильним окружностях
S 1 = m ∙ (π / 2 + 2 ∙ X 1 ∙ tg 20 ˚) = 4 ∙ (3,14 / 2 + 2 ∙ 0,968 ∙ tg20 ˚) =
S 2 = m ∙ (π / 2 + 2 ∙ X 2 ∙ tg 20 ˚) = 4 ∙ (3,14 / 2 + 2 ∙ 0,495 ∙ tg20 ˚) =
Кут зачеплення
α ω = 26 ˚ 50 - за номограми ([3], стор 44)
Радіуси початкових кіл
r W 1 = r 1 ∙ cos α / cos α W = 34 ∙ cos 20 ˚ / cos 26 ˚ 50 '=
r W 2 = r 2 ∙ cos α / cos α W = 60 ∙ cos 20 ˚ / cos 26 ˚ 50 '=
Міжцентрова відстань
a W = r W 1 + r W 2 = 35,8 + 63,2 =
Радіуси кіл западин
r f 1 = r 1 - 1,25 ∙ m + X 1 ∙ m = 34 - 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 =
r f 2 = r 2 - 1,25 ∙ m + X 2 ∙ m = 60 - 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 =
Радіуси кіл вершин
r a 1 = a W - r f 2 - 0,25 ∙ m = 99 - 56,98 - 0,25 ∙ 4 =
r a 2 = a W - r f 1 - 0,25 ∙ m = 99 - 32,9 - 0,25 ∙ 4 =
Крок зачеплення по ділильної окружності
р = π · m = 3,14 · 4 =
Визначення коефіцієнта перекриття
Аналітичним способом:
α a1 = arccos (r b1 / r a1) = arccos (32 / 41,05) = 38,78 є
α a2 = arccos (r b2 / r a2) = arccos (56,4 / +65,15) = 30 °
3.3 Розрахунок планетарного механізму
Переймаючись значенням х = 30 / 41, знаходимо величину у = х · (- U 16 (H)) = 3;
За формулою
де к - число сателітів, визначаємо кількість зубів z 3 на сателіті 3:
Z 3 = 164 · a; Z 4 = y · Z 3 = 492а;
з рівності (х + 1) · Z 2 · q = Z 4 - Z 3 знаходимо величину Z 2:
Z 2 = 328 · 41 a / 71, Беручи а = 1 / 2, отримуємо:
Z 1 = 69; Z 2 = 95; Z 3 = 82; Z 4 = 246.
Отримані числа зубів задовольняють умовам співвісності, сусідства і збірки, а також вимоги найменших габаритів механізму.
Розрахунок розмірів коліс планетарного механізму
d 1 = m I ∙ Z 1 = 4 ∙ 69 =
d 2 = m I ∙ Z 2 = 4 ∙ 95 =
d 3 = m I ∙ Z 3 = 4 ∙ 164 =
d 3 = m I ∙ Z 3 = 4 ∙ 246 =
Масштаб побудови схеми механізму μ l = 0,0041 м / мм
Швидкість точок на ободі колеса 1
Масштаб побудови картини лінійних швидкостей
Масштаб побудови картини кутових швидкостей
IV Проектування кулачкового механізму
(Графічна частина - лист № 4)
4.1 Побудова графіка першої похідної та переміщення штовхача в залежності від кута повороту кулачка. Визначення масштабів побудови.
Після побудови графіків розраховуються масштабні коефіцієнти:
Масштаб кутів
Масштаб графіка переміщення штовхача
Масштаб аналога швидкості
Масштаб аналога прискорення
Для визначення оптимального розміру кулачкового механізму проводяться необхідні графічні побудови (див. лист № 4).
З побудови R MIN =
4.2 Побудова профілю кулачка за заданим законом руху вихідної ланки
Масштаб побудови профілю
m l = 0,0624 / 149 = 0,000419 м / мм.
Список використаної літератури:
1. Артоболевський І.І. Теорія механізмів і машин: Підручник для втузів. - М.: Наука. Головна редакція фізико-математичної літератури, 1988. - 640 с.
2. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: Навчальний посібник для інж.-техн. спец. вузів. / В. К. Акулич, П. П. Анціпоровіч та ін; За заг. ред. Г.Н. Девойно. - Мінськ: Обчислюємо. шк., 1986. - 825 с.
3. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: Навчальний посібник для інж.-техн. спец. вузів. / Кореняко А.С. та ін - Київ: Вища школа, 1970. - 332 с.
4. Збірник завдань з теорії механізмів і машин. / І. І. Артоболевський, Б. В. Едельштейн. - М.: Наука. Головна редакція фізико-математичної літератури, 1973. - 256 с.