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 (АВ): V В =
ω 1 l АВ = 226,08 0,0825 = 18,65 м / с,
де
рад / с - кутова швидкість обертання кривошипа 1.
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:
,
V D (D В): Кутова швидкість обертання шатуна 2:
, Рад / с.
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:
, Рад / с.
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
|
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:
Н.
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 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
кг ∙ м
2. Розміри маховика:
Діаметр
м, приймаємо
D =
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
кг.
Маса маховика
кг.
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:
рад / с
2. Прискорення точки
D визначається з пропорції:
,
А DD 0 r ÷ ÷
Про Y. Прискорення центру мас ланки 4:
Кутове прискорення ланки 4:
рад / с
2. 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
Н.
Для визначення реакцій
R 24 n і
R 05 будується план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштабний коефіцієнт побудови плану:
Н / мм.
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
Н
Для визначення реакцій
R 03 і
R 12 n складається план сил за умовою рівноваги структурної групи:
Масштабний коефіцієнт побудови плану сил:
Н / мм.
Провідне ланка 1: Для визначення врівноважує сили
Р У складається рівняння моментів усіх сил, діючих на ланку 1, відносно точки
А: звідки
Н
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:
Н / мм.
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:
Н
Н
Складається рівняння моментів усіх сил щодо полюса
Р плану швидкостей:
звідки
Н.
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
128,11 · 0,276 / 2 = 17,68 м / с
Масштаб побудови картини лінійних швидкостей
17,68 / 100 = 0,1768 м / с · мм
Масштаб побудови картини кутових швидкостей
128,11 / 130 = 0,98 1 / с
2 · мм
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.