Кинематический и динамический анализ рычажного механизма двигателя внутреннего сгорания

зубч синтез.cdw

Профиль зубчатого зацепления
График удельного давления
Передаточное отношение
Число зубьев шестерни
Коэффициент смещения
Коэффициент перекрытия
Делительные диаметры
Диаметры окружностей вершин
Диаметры окружностей впадин
Диаметры основных окружностей
Межосевое расстояние
Угол зацепления в торцовом сечении
Вершины зубьев по окружностям
Толщины зубьев по делительным
График удельного скольжения
Числа зубьев и угловые скорости вращения колёс
Таблица основных параметров рядной ступени
Кинематическая схема планетарного редуктора и картина линейных скоростей
Картина угловых скоростей зубчатого механизма

Лист 4.docx

Проектирование кулачкового механизма с поступательным роликовым толкателем.
1. Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования.
Строим график кинематической передаточной функции ускорения. По оси абсцисс откладываем рабочий угол раб. Вычисляем масштаб по оси :
= b раб = 200 (120*3.14 180) = 95.49 мм рад
Методом графического интегрирования строим график кинематической передаточной функции скорости толкателя VqB(1).
Аналогично строим график зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка SB(1) графическим интегрированием диаграммы VqB(1).
Вычисляем масштабы по осям координат построенных графиков:
t = 360*b*n1 раб = (360*200*160060) 120 = 16000 мм c
S = ySmax h = 94.6767 0.013 = 7282.82 мм м
vqB = S*K = 7282.82*30 95.49 = 2288.04 мм м*рад-1.
v=S*Kt = 7282.82*30 16000 = 13.66 мм м*с-1
a= v*Kt = 13.66*30 16000 = 0.0256 мм м*с-2
2. Определение основных размеров кулачкового механизма.
Основные размеры механизма определяем с помощью фазового портрета который строим в декартовой системе координат в масштабе:
S = vqB = 7282.82 2 = 3641.41 мм м.
Для построения фазового портрета по оси SB откладываем перемещение толкателя от начала координат. Значения снимаем с графика зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка. От полученных точек откладываем отрезки кинематических передаточных функций перпендикулярно линии перемещения толкателя. Значения снимаем с графика кинематической передаточной функции скорости толкателя. В точкаx B2 B11 ограничиваем фазовый портрет лучами которые проводим под заданными допустимыми углами давления (30°) к перпендикулярам восстановленным в этих точках к векторам кинематических передаточных отношений.
3. Построение профиля кулачка.
Для построения профиля кулачка применяем метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщаем угловую скорость равную -. При этом кулачок остается неподвижным а остальные звенья вращаются с угловой скоростью равной по величине но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.
Принимаем масштаб построения S = 3641.41 ммм. Строим окружность радиусом r0 = 153.9 который равен расстоянию от точки O1 точки пересечения лучей до точек B0 B13 на фазовом портрете. Угол рабочего профиля кулачка (120°) разбиваем на 13 частей по 923°. Фиксируем точки пересечения лучей проведенных через 923° из точки O1 и окружности радиусом r0. Вдоль лучей от точек пересечения откладываем отрезки соответствующие перемещениям толкателя в соответствующем масштабе. Соединяя полученные точки плавной кривой получаем теоретический профиль кулачка.
Для получения рабочего профиля кулачка строим эквидистантный профиль отстоящий от теоретического на величину радиуса ролика.
Для этого из концов отложенных отрезков перемещений проводим дуги окружностей радиусом ролика. Радиус ролика выбирают из ряда стандартных размеров и по соотношению Rp = 0.4*r0. Назначаем радиус ролика Rp = 60. Рабочий профиль получается как огибающая к проведенным дугам окружностей. Затем строится график изменения угла давления. В каждом из 13-ти положений на фазовом портрете измеряется угол давления. График построен в масштабе 2 ммград.

Лист3 Динамический анализ механизма.pdf

График зависимости момента инерции от угла поворота
График зависимости приведенного момента от угла поворота
График зависимости работы от угла поворота
График изменения кинетической энергии от угла поворота
Диаграмма Виттенбауэра
График зависимости угловой скорости от угла поворота
Взам. инв. № Инв. № дубл.

Лист 2 Силовой анализ механизма.frw

Лист 1 Кинематический анализ.pdf

Курсовой проект по ТММ
Диаграмма перемещений поршня
Кинематическая схема и
Взам. инв. № Инв. № дубл.
анализ механизма Лист

Лист1.docx

Синтез структурное и кинематическое исследование механизма двигателя внутреннего сгорания
Спроектировать схему рычажного механизма то есть определить недостающие размеры звеньев механизма.
Вычертить схему механизма. Одно из крайних положений соответствующее началу рабочего хода взять за начало отсчёта для дальнейших расчётов.
Для двенадцати равноотстоящих положений входного звена построить соответствующие ему положения остальных звеньев.
Для всех положений механизма (одно крайнее не попадает в число 12-ти равноотстоящих) построить планы скоростей. На планах скоростей показать векторы всех характерных точек звеньев механизма (шарниров центров масс).
Построить планы ускорений для положений механизма указанных в задании. Найти векторы ускорений всех шарниров и центров масс.
Для одной из точек выходного звена механизма построить:
а) диаграмму перемещений ;
б) диаграмму скоростей построить графическим дифференциро-ванием по методу хорд;
в) диаграмму ускорений построить графическим дифференциро-ванием по методу хорд.
1 Описание схемы механизма двигателя внутреннего сгорания и данные для расчёта
Рисунок 1 – Схема рычажного механизма
На рисунке 1 показан рычажный кривошипно-ползунный механизм двухцилиндрового четырёхтактного двигателя внутреннего сгорания. Данные механизмы служат для преобразования поступательного движения поршней 3 и 5 во вращательное движение кривошипа 1. В таких двигателях динамический цикл равен двум оборотам коленчатого вала (кривошипа 1) и сдвинут по фазе на 180° то есть если в левом цилиндре всасывание то в правом – сжатие в левом – сжатие в правом – рабочий ход и так далее.
Указания. За начало отсчёта во всех последующих построениях и расчётах следует принять положение механизма при котором поршень 3 находится в верхней мёртвой точке. Кинематические диаграммы построить для ползуна 3.Центры масс звеньев 1 2 4 расположены соответственно в точка S1 S2 S4 а звеньев 3 и 5 - в точках В и D. Положения точек S2 и S4 определить из соотношения: АS2 = СS4 = АВ3.
Таблица 1 – Исходные данные для проектирования и исследования механизмов
Наименование параметра
Размеры звеньев рычажного механизма
Частота вращения коленчатого вала (кривошипа ОА) и кулачка
Массы ползунов 3 и 5
Момент инерции кривошипа ОА относительно оси 0
Момент инерции шатунов относительно осей проходящих через центры масс
Максимальное давление в цилиндрах двигателя
Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала
Положение кривошипа ОА при силовом расчёте механизма
Номера положений механизма для построения планов ускорений
2 Структурное исследование механизма
В состав механизма входят 5 подвижных звеньев: 1- кривошип; 24- шатуны; 35- ползуны и неподвижное звено – стойка 0.
Звенья соединяясь образуют кинематические пары:
) 0-1 (стойка - кривошип) – вращательная низкая 5 кл.;
) 1-2 (кривошип - шатун) – вращательная низкая 5 кл.;
) 2-3 (шатун - ползун) – вращательная низкая 5 кл;
) 3-0 (ползун - стойка) – поступательная низкая 5 кл.;
) 4-5 (шатун - ползун) – поступательная низкая 5 кл.;
) 1-4 (кривошип - шатун) – вращательная низкая 5 кл.
) 5-0 (ползун - стойка) – поступательная низкая 5 кл.
Разложение механизма на группы Ассура и определение класса механизма выполним согласно классификации Ассура - Артоболевского.
Определяем степень подвижности механизма по формуле П. Л. Чебышева:
где n = 5 - число подвижных звеньев;
p5 = 7 – число кинематических пар пятого порядка;
p4 = 0 - число кинематических пар четвёртого класса.
Подставим эти данные в формулу П. Л. Чебышева и находим:
значит в механизме одно ведущие звено – кривошип 1 которому задан один закон движения – вращения вокруг оси О с заданной угловой скоростью 1.
Определим класс механизма для чего разделим его на структурные группы звеньев (группы Ассура) с W = 0 и начальный механизм (ведущие звено и стойка с W = 1). В таблице 3 приведён двухцилиндровый кривошипно-ползунный механизм разложенный на группы Ассура.
Таблица 2 – Структурное исследование механизма
Схема структурной группы
В целом механизм II класса (по наивысшему классу групп входящих в него).
Формула строения механизма запишется в следующем виде:
3 Кинематическое исследование механизма
3.1 Построение схемы и исследование движения звеньев механизма
Выбираем масштабный коэффициент кинематической схемы
Определяем масштабный размер кривошипа АС:
Тогда длина кривошипа АС=ОА+ОС=30+30=60 мм
В принятом масштабе длин по заданным размерам звеньев вычерчиваем кинематическую схему механизма. Строим на чертеже положение шарнира О S1 и вертикальных направляющих у - у. Вычерчиваем траекторию описываемую точками А и С и делим её на 12 равных частей через 30°. За начало отсчёта во всех последующих построениях и расчётах следует принять положение механизма при котором поршень 3 находится в верхней мёртвой точке.
Из отмеченных на окружности точек 0 1 11 раствором циркуля равным АВ=120 мм делаем засечки на вертикальных направляющих и получаем точки О I 2 и т. д. (положения точек В и D). Соединяем точку 1 расположенную на окружности с точкой 1 находящейся на вертикальных направляющих у – у аналогично точку 2 на окружности с точкой 2 на вертикальных направляющих и т. д. Получаем 12 положений механизма. Положения шатуна СD совпадают с положениями шатуна АВ только через 180° поворота кривошипа 1.
Одно из двенадцати положений механизма так называемое расчётное (выбирается номер положения механизма для силового расчёта см. табл. 1) обводится контурными линиями. Это положение (выбираем четвёртое положение т. к. при этом положении угол φ1 = 120º) и будет являться кинематической схемой механизма двигателя внутреннего сгорания.
Определим положения точек S2 и S4 – центров тяжести шатунов 2 и 4:
Соединяя точки S2 плавной кривой получим траекторию центра тяжести шатуна 2. Траектория точки S4 совпадает с траекторией точки S2.
3.2 Построение планов скоростей
Определение линейных скоростей точек механизма начинаем с входного звена АОС. Определим модуль окружной скорости точки А кривошипа. Точки А и С относительно точки 0 совершают вращательное движение поэтому векторы скоростей точек А и С направлены перпендикулярно кривошипу 1 в сторону его вращения а модуль скоростей определяется из выражения:
Далее определяем скорости точек структурных групп. Для этого составляем систему векторных уравнений связывающих искомую скорость точки с известными скоростями точек. Для двухповодковых групп искомой всегда будет являться скорость средней кинематической пары а известными - скорости точек концевых кинематических пар.
Построение плана скоростей начинаем с группы Ассура 2-3.
Составляем векторные уравнения для средней точки группы Ассура:
Условимся векторы известные по модулю и направлению подчёркивать двумя чертами а известные по направлению – одной чертой.
В этой системе векторных уравнений известны по модулю и направлению векторы скоростей точек А и Ву (подчёркиваем двумя чертами):
– вектор скорости точки А величина была определена выше направлен перпендикулярно кривошипу 1 по направлению его вращения.
– вектор скорости точки ВУ по величине равен нулю.
Векторы относительных скоростей известны только по направлению (подчёркиваем одной чертой):
– вектор относительной скорости звена АВ во вращении его относительно точки (полюса) А направлен перпендикулярно звену АВ
– вектор относительной скорости ползуна 3 в движении его по направляющим у – у направлен параллельно направляющим у – у.
В уравнениях четыре неизвестных параметра определим их графическим решением векторных уравнений т.е. путём построения планов скоростей.
Изображая скорость точки А отрезком РО а = 51мм определим значение масштабного коэффициента:
Последовательность графоаналитического решения задачи рассмотрим на примере построения плана скоростей для четвёртого положения точки А механизма когда угол φ1 = 120º. Для четвёртого положения механизма проводим из полюса Ро вектор Роа4 = 51мм перпендикулярно кривошипу ОА4 в сторону его вращения. В соответствии с первым векторным уравнением через точку а4 проводим прямую перпендикулярную звену АВ механизма (это линия вектора VВА) а в соответствия со вторым векторным уравнением из полюса Ро проводим прямую параллельную направляющим у – у. Точка пересечения этих двух прямых определяет точку в4 которая является концом вектора Р0в4 изображающего на плане вектор скорости vB4. Для определения действительной величины любого из полученных векторов достаточно умножить соответствующий отрезок в миллиметрах на масштабный коэффициент плана скоростей.
Из плана скоростей имеем:
Скорость точки – центра тяжести звена 2 найдем по теореме подобия:
Теперь рассмотрим вторую группу Ассура 4-5.
Система векторных уравнений для данной группы будет иметь вид:
В этой системе векторных уравнений известны по модулю и направлению скорости точек С и Dу (подчёркиваем двумя чертами).
– вектор скорости точки А величина была определена выше вектор скорости точки С направлен перпендикулярно кривошипу 1 по направлению его вращения.
– вектор скорости точки DУ по величине равен нулю.
Векторы относительных скоростей известны только по направлению:
– вектор относительной скорости звена CD во вращении его относительно точки (полюса) C направлен перпендикулярно звену CD
– вектор относительной скорости ползуна 5 в движении его по направляющим у – у направлен параллельно направляющим у – у.
Теперь строим планы скоростей для группы Ассура 4 – 5.
Скорости точки С смещены относительно скоростей точки А на 180° так как точки А и С принадлежат одному звену и диаметрально противоположны. Планы скоростей строятся аналогично планам скоростей для группы Ассура 2 – 3.
В соответствии с планом скоростей для группы Ассура 4 – 5 имеем:
Для нахождения скорости точки S4 - центра тяжести звена 4 воспользуемся теоремой подобия:
Скорости всех точек звеньев механизма и их отрезки в миллиметрах представлены в таблице 3.
Таблица 3 – Абсолютные и относительные скорости точек звеньев
механизма и их отрезки в миллиметрах
3.3 Угловые скорости звеньев
Угловые скорости звеньев определяются на основе построенных планов скоростей. Угловая скорость первого звена была определена выше и равняется:
Модули угловых скоростей второго и четвёртого звеньев для четвёртого положения механизма можно найти:
Значения угловых скоростей звеньев 2 и 4 представлены в таблице 4.
Таблица 4 – Значения угловых скоростей шатунов АВ и СД в с -1
Направление угловой скорости звена АВ определяется следующим образом. Переносим мысленно вектор aв с плана скоростей в точку В шатуна 2 и наблюдаем направление поворота этого звена вокруг точки А. Например в четвёртом положении механизма угловая скорость 2 направлена против часовой стрелки. Аналогично для определения направления угловой скорости звена СD мысленно переносим вектор сd с плана скоростей в току D шатуна 4 и наблюдаем направление поворота этого звена вокруг точки С в четвёртом положении механизма угловая скорость 4 направлена по часовой стрелке.
3.4 Построение планов ускорений
Определение ускорений точек механизма начинаем с входного звена АОС. Кривошип АОС вращается с постоянной угловой скоростью поэтому точки А и С кривошипа будут иметь только нормальное ускорение величина которого равна:
Ускорение аА направлено параллельно звену 1 от точки А к центру вращения – точке 0 аналогично ускорение аС направлено параллельно звену 1 от точки С к точке 0.
Определяем масштабный коэффициент плана ускорений:
Построение плана ускорений рассмотрим для четвёртого положения механизма.
Начинаем с группы Ассура 2 – 3. Из произвольной точки - полюса плана ускорений откладываем векторы: а4 = 80 мм параллельно звену 1 в направлении от точки А к точке 0 с4 = 80 мм параллельно звену 1 в направлении от точки С к точке 0 в соответствии со схемой механизма в четвёртом положении. Для определения ускорения точки В составляем систему векторных уравнений:
Аналогично пункту 1.3.2 векторы известные по модулю и направлению подчёркиваем двумя чертами а известные по направлению - одной чертой.
В этой системе векторных уравнений известны по модулю и направлению векторы нормальных ускорений точек А и Ву (подчёркиваем двумя чертами).
– вектор нормального ускорения точки А величина была определенна выше направлен параллельно звену 1 от точки А к центру вращения - точке О;
– вектор ускорения точки ВУ по величине равен нулю;
– вектор нормального ускорения звена АВ во вращении его относительно точки (центра вращения) А направлен вдоль звена АВ от точки В к точке А. Модуль определим из выражения:
Определяем отрезок в миллиметрах изображающий нормальное ускорение:
– вектор кориолисова ускорения ползуна 3 по величине равен нулю (так как ползун не поворачивается следовательно его угловая скорость равна нулю);
Векторы касательного (тангенциального) ускорения и относительного (релятивного) ускорения по абсолютной величине неизвестны но известны по направлению (подчёркиваем одной чертой).
– вектор тангенциального ускорения звена АВ во вращении его относительно точки (центра вращения) А направлен перпендикулярно звену АВ;
– вектор относительного ускорения ползуна 3 в движении его по направляющим у – у направлен параллельно направляющим.
Согласно первому векторному уравнению через точку а4 плана ускорений проводим прямую направленную вдоль звена АВ в направлении от точки В к точке А и на ней откладываем отрезок а4n24 = 55 мм длина которого в масштабе соответствует величине вектора нормальной составляющей ускорения.
Через точку n24 перпендикулярно звену АВ (или то же самое что перпендикулярно а4 n24) проводим вектор тангенциального ускорения . Согласно второму векторному уравнению из полюса проводим вектор параллельно оси направляющей. Пересечение этого направления с вектором тангенциального ускорения определяет положение точки в4 которая является концом вектора в4 изображающего на плане вектор ускорения аВ. Точку а4 соединяем с точкой в4. Получаем вектор а4 в4 изображающий вектор полного ускорения аВА.
Из плана ускорений имеем:
Теперь рассмотрим вторую группу Ассура 4 – 5.
Система векторных уравнений для этой группы будет иметь вид:
В этой системе векторных уравнений известны по модулю и направлению векторы нормальных ускорений точек С и Dу (подчёркиваем двумя чертами).
– вектор нормального ускорения точки C величина была определенна выше направлен параллельно звену 1 от точки C к центру вращения - точке О;
– вектор ускорения точки DУ по величине равен нулю;
– вектор нормального ускорения звена CD во вращении его
относительно точки (центра вращения) C направлен вдоль звена CD от точки D к точке C. Модуль определим из выражения:
Определяем отрезок в миллиметрах изображающий нормальное ускорение:
– вектор кориолисова ускорения ползуна 5 по величине равен нулю (так как ползун не поворачивается то его угловая скорость равна нулю);
Векторы касательного (тангенциального) ускорения и относительного (релятивного) ускорения по абсолютной величине неизвестны но известны по направлению (подчёркиваем одной чертой):
– вектор тангенциального ускорения звена CD во вращении его относительно точки (центра вращения) C направлен перпендикулярно звену
– вектор относительного ускорения ползуна 5 в движении его по направляющим у – у направлен параллельно направляющим.
Согласно третьему векторному уравнению через точку с4 плана ускорений проводим прямую направленную вдоль звена СD в направлении от точки D к точке C и на ней откладываем отрезок c4 n44 = 55 мм величина которого в масштабе соответствует величине вектора нормальной составляющей ускорения .
Через точку n44 перпендикулярно звену CD (или перпендикулярно c4 n44) проводим направление вектора тангенциального ускорения . Согласно четвёртому уравнению из полюса проводим вектор параллельно оси направляющей. Пересечение этого направления с вектором тангенциального ускорения определяет положение точки d4 которая является концом вектора d4 изображающего на плане вектор ускорения аD. Точку c4 соединяем с точкой d4. Получаем вектор c4 d4 изображающий вектор полного ускорения аDC.
Определим ускорения центров тяжести звеньев.
Для нахождения ускорений точек S2 и S4 воспользуемся теоремой подобия. Найдём положения точек центров тяжести на плане ускорений:
Найденные точки S2 и S4 соединяем с полюсом плана ускорений а отрезки s2 и s4 будут в масштабе выражать ускорения центров тяжести звеньев.
Ускорения всех точек звеньев механизма и их отрезки в миллиметрах представлены в таблице 5.
Таблица 5 – Абсолютные и относительные ускорения точек звеньев
3.5 Угловые ускорения звеньев
Угловые ускорения звеньев определяются на основе построенных планов ускорений. Входное звено вращается с постоянной угловой скоростью. Следовательно его угловое ускорение равно нулю:
Модули угловых ускорений второго и четвёртого звеньев для четвёртого положения механизма определяются следующим образом:
Значения угловых ускорений звеньев 2 и 4 представлены в таблице 6.
Таблица 6 – Значения угловых ускорений шатунов АВ и СD в с -2
Направление углового ускорения звена 2 2 определяется переносом вектора относительного ускорения (тангенциального) с плана ускорений (на плане ему соответствует вектор n2 в в точку В механизма а точка А условно закреплена.
Вектор будет вращать точку В звена 2 относительно точки А по часовой стрелке а следовательно и угловое ускорение звена 2 будет направлено по часовой стрелке. Угловое ускорение звена 4 определяется аналогично и оно направлено против часовой стрелки.
4 Построение кинематических диаграмм
4.1 Построение диаграммы перемещений поршня
Для построения диаграммы перемещений точки В ползуна 3 выбираем систему координат с началом в точке О. Откладываем на оси абсцисс отрезок OX = 240 мм изображающий период Т одного оборота кривошипа и делим его на 12 равных частей. Определяем масштабные коэффициенты графика отстояний:
Так как ординаты диаграммы перемещений равны расстояниям измеренным на планах механизма то и масштабный коэффициент по оси ординат графика равен масштабному коэффициенту кинематической схемы механизма т.е.
От точек 1 2 11 откладываем ординаты 1-1’ 11-11’ проходимые точкой В от начала отсчета и соответственно равные у1 у2 у11. Соединяем полученные точки плавной кривой.
4.2 Построение диаграммы скоростей поршня
Задаём прямоугольную систему координат с осями V и t.
Диаграмма скоростей строится графическим дифференцированием диаграммы перемещений по методу хорд. Он заключается в следующем. Криволинейные участки диаграммы перемещений заменяем хордами 0’-1’ 1’-2’ 11’-12’. Ось t продолжаем влево от оси ординат.
Масштаб оси ординат определяется следующим образом:
Определяем полюсное расстояние подставив в формулу значение масштабного коэффициента плана скоростей равного v = 02 мс -1мм.
Откладываем полюсное расстояние Н1 и из полюса Р1 проводим лучи Р1 1V Р1 2V Р1 6V соответственно параллельные хордам 0’-1’ 1’-2’ 5’-6 до пересечения с осью ординат V. Из середины интервалов диаграммы скоростей 0-1 1-2 5-6 проводим перпендикуляры к оси абсцисс. Из точек пересечения лучей с осью ординат V проводим линии параллельные оси абсцисс и на их пресечении с соответствующими перпендикулярами получаем точки 1"2" 6" .
Вторую половину диаграммы строим симметрично первой (интервалы 7-12).
Полученные точки 1"2" 12" соединяем плавной кривой.
4.3 Построение диаграммы ускорений поршня
Диаграмма ускорений строится аналогично диаграмме скоростей.
Задаём прямоугольную систему координат с осями а и t. Диаграмма ускорений строится графическим дифференцированием диаграммы скоростей по методу хорд. Криволинейные участки диаграммы скоростей заменяем хордами 0-1"1"-2" 12"-12. Ось t продолжаем влево от оси ординат. Задавшись масштабным коэффициентом а=20мс -2мм равным масштабному коэффициенту планов ускорений механизма определяем полюсное расстояние Н2:
Откладываем полюсное расстояние Н2 и из полюса Р2 проводим лучи Р2 1 Р2 2 Р2 6 соответственно параллельные хордам 0-1"1"-2" 6"-6 до пересечения с осью ординат а. Из концов интервалов диаграммы ускорений 0-1 1-2 5-6 проводим перпендикуляры к оси абсцисс. Из точек пересечения лучей с осью ординат а проводим линии параллельные оси абсцисс и на их пресечении с соответствующими перпендикулярами получаем точки 0'"1'" 6'" .
Полученные точки 0'"1'" 12'" соединяем плавной кривой.
5 Сравнительная оценка кинематического анализа механизма выполненного методом построения планов скоростей и ускорений и методом кинематических диаграмм
Для четвёртого положения механизма:

Лист 2.docx

Силовой (кинетостатический) расчёт механизма
двигателя внутреннего сгорания
Перечертить с первого листа кинематическую схему механизма в расчётном положении.
Вычертить механическую характеристику (индикаторную диаграмму) под выходным звеном механизма в функции перемещения этого звена.
З. Перечертить с первого листа для заданного расчётного положения план скоростей и план ускорений.
Определить используя план ускорений силы инерции и приложить их к звеньям механизма в соответствующих точках определить также моменты от сил инерции.
Определить реакции в кинематических парах групп звеньев от действия сил инерции сил тяжести и других сил методом планов сил.
Произвести силовой расчёт входного звена. Определить уравновешивающую силу считая её приложенной к концу кривошипа и перпендикулярно ему. Найти реакцию в кинематической паре входное звено – стойка.
Определить уравновешивающую силу с помощью рычага Н. Е. Жуковского и сравнить её по величине и направлению с уравновешивающей силой найденной в пункте 6. Допустимая погрешность не должна выходить за пределы 6 – 7%.
1 Заданные силы и определение движущей силы
Таблица 7 – Исходные данные для построения индикаторной диаграммы
Для кинетостатического исследования механизма строим кинематическую схему в четвёртом положении (перечерчиваем с первого листа). Масштабный коэффициент схемы:
Перечерчиваем с первого листа план скоростей в масштабе:
и план ускорений в масштабе:
По данным таблицы 7 строим совместно с кинематической схемой рядом с выходными звеньями механизма индикаторную диаграмму с масштабными коэффициентами:
Определяем по индикаторной диаграмме движущие силы (силы полезного сопротивления) действующие на поршень З (всасывание) и поршень 5 (сжатие):
Заданными внешними силами являются также силы веса звеньев которые определяются по формуле:
2 Определение сил инерции звеньев
Звено 1 уравновешено.
На звено 2 действует сила инерции РИ2 приложенная в центре тяжести звена – точке S2 и направленная противоположно ускорению центра тяжести (вектор s2) и инерционный момент МИ2 направленный противоположно направлению углового ускорения 2:
Для дальнейших расчётов удобно заменить силу инерции РИ2 и инерционный момент МИ2 одной силой. Для этого определяем плечо действия силы инерции:
На звено З действует сила инерции РИ3 направленная противоположно направлению ускорения точки В:
На звено 4 действует сила инерции РИ4 приложенная в центре тяжести звена – точке S4 и направленная противоположно ускорению центра тяжести (вектор s4) и инерционный момент направленный противоположно направлению углового ускорения 4:
Определяем плечо действия силы инерции РИ4:
На звено 5 действует сила инерции РИ5 направленная противоположно направлению ускорения точки D:
3 Определение реакций в кинематических парах механизма
Силовой (кинетостатический) расчёт выполняем для четвёртого положения механизма. Начинаем его с наиболее удалённой от входного звена группы Ассура т. е. производится в порядке обратном кинематическому расчёту и заключается в последовательном рассмотрении условий равновесия (по принципу Даламбера) всех входящих в механизм групп. Поскольку группы Ассура состоящие из звеньев 2 - 3 и 4 - 5 присоединены к входному звену параллельно то силовой расчёт можно начинать с любой группы. Начнём силовой расчёт с группы звеньев 2 - 3.
3.1 Расчёт группы звеньев 2 – 3
Выделяем группу звеньев 2 - 3 и вычерчиваем её в масштабе l = 0001 ммм с соблюдением заданного положения.
Рассмотрим силы действующие на группу звеньев 2 – 3. В центре тяжести звеньев S2 и S3 приложены силы веса G2 = 412 H и G3 = 491 Н направленные вертикально вниз. Силу инерции РИ2 = 5334 Н прикладываем в точке Т2 и направляем противоположно вектору ускорения центра тяжести звена 2 - s2. Точку Т2 находим откладывая от направления линии действия силы инерции РИ2 приложенной в центре тяжести S2 плечо h2 = 435 мм таким образом чтобы сила инерции РИ2 приложенная в точке Т2 создавала момент относительно S2 того же направления что и момент МИ2 т. е. против углового ускорения 2 (против часовой стрелки). Силу инерции РИ3 = 5100 Н прикладываем в точке S3 (В) противоположно ускорению аВ. Силу полезного сопротивления = 796 Н прикладываем в точке В поршня 3 (эта сила действует вертикально вверх т. к. идёт процесс всасывания).
Освобождённые связи заменяем реакциями. В шарнире А со стороны звена 1 действует реакция связи. Обозначим её R12. Она неизвестная ни по величине ни по направлению. Для упрощения решения задачи разложим эту реакцию на две составляющие: нормальную направленную вдоль звена 2 и тангенциальную направленную перпендикулярно звену 2. На поршень 3 со стороны стенок цилиндра действует реакция связи проходящая через центр шарнира В перпендикулярно направляющей у – у. Обозначим её R03. Эта реакция неизвестна ни по величине ни по направлению. По отношению к группе звеньев 2 – 3 реакции и R03 являются внешними силами а по отношению ко всему механизму внутренними силами.
Под действием всех внешних сил сил инерции и реакций связей структурная группа находится в равновесии. Исходя из условия равновесия составим уравнение моментов всех сил действующих на группу относительно точки В (при этом ΣМВ(F) = 0 для звена 2) и определим тангенциальную составляющую силы . Будем считать моменты действующие против часовой стрелки положительными а по часовой стрелке – отрицательными. Плечи сил определяются непосредственным замером на чертеже в миллиметрах и обозначаются буквой h с индексом соответствующей силы. Моменты сил относительно точки В образуют силы РИ2 G2. Исходя из условия равновесия звена 2 запишем уравнение моментов:
Величина реакции получилась со знаком «плюс». Значит направление реакции выбрано правильно.
Составим векторное уравнение равновесия сил действующих на группу звеньев 2 – 3:
Подчёркиваем силы известные по величине и направлению двумя чертами а неизвестные ни по величине ни по направлению – одной чертой. Векторное уравнение имеет два неизвестных ( и R03) и поэтому решаем его графически путём построения многоугольника сил который должен быть замкнутым.
Примем масштабный коэффициент плана сил равным:
Тогда масштабные (на чертеже) отрезки сил в миллиметрах определятся как частное от деления абсолютной величины силы на масштабный коэффициент:
Геометрическая сумма векторов и приблизительно равна нулю поэтому эти векторы на плане сил не изображаем. Строим векторы сил РИ2 РИ3 R03 и геометрически складывая их.
Построение плана сил начинаем с реакции вектор которой откладываем из произвольной точки чертежа «1». Из точки «2» откладываем вектор силы инерции РИ2 из точки «3» откладываем вектор силы инерции РИ3 из точки «4» проводим линию действия реакции R03 а из начала построения – точки «1» - линию действия реакции . Пересечение этих линий даёт точку «5».
Из плана сил определяем искомые величины сил – R03 и полную реакцию RI4:
Определим реакцию в шарнире В – R32. Для этого рассмотрим условие равновесия второго звена:
Для нахождения реакции R32 соединим на ранее построенном плане сил точки «3» и «5». Абсолютная величина реакции R32 будет равна:
3.2 Расчёт группы звеньев 4 - 5
Выделяем группу звеньев 4 - 5 и вычерчиваем её в масштабе l = 0001 ммм с соблюдением заданного положения.
Рассмотрим силы действующие на группу звеньев 4 - 5. Силу инерции РИ4 = 4914 Н прикладываем в точке Т4 откладывая плечо h4 = 475 мм от линии действия силы инерции РИ4 так чтобы сила инерции РИ4 создавала момент относительно точки S4 направленный против углового ускорения 4. Силу инерции РИ5 = 2900 Н прикладываем в точке S5 (D) противоположно ускорению aD. Силу полезного сопротивления= 4975 Н прикладываем в точке D поршня 3 (эта сила действует вертикально вниз так как идёт процесс сжатия).
Освобождённые связи заменяем реакциями. В шарнире С со стороны звена 1 действует реакция связи. Обозначим её R14. Она неизвестная ни по величине ни по направлению. Для упрощения решения задачи разложим эту реакцию на две составляющие: нормальную направленную вдоль звена 4 и тангенциальную направленную перпендикулярно звену 4. На поршень 5 со стороны стенок цилиндра действует реакция связи проходящая через центр шарнира D перпендикулярно направляющей у – у. Обозначим её R05. По величине эта реакция неизвестна. По отношению к группе звеньев 4 – 5 реакции и R05 являются внешними силами а по отношению ко всему механизму внутренними силами.
Под действием всех внешних сил сил инерции и реакций связей структурная группа находится в равновесии. Исходя из условия равновесия составим уравнение моментов всех сил действующих на группу относительно точки D (при этом ΣМD(F) = 0 для звена 4) и определим тангенциальную составляющую силы :
Составим векторное уравнение равновесия сил действующих на группу звеньев 4 – 5:
Подчёркиваем силы известные по величине и направлению двумя чертами а известные только по направлению - одной чертой. Векторное уравнение имеет два неизвестных ( и R05) и поэтому оно может быть легко решено графически путём построения многоугольника сил который должен быть замкнутым.
Масштабный коэффициент плана сил принимаем таким же как и при построении плана сил для группы звеньев 2 - 3:
Строим векторы сил РИ4 РИ5 R05и геометрически складывая их.
Построение плана сил начинаем с реакции вектор которой откладываем из произвольной точки чертежа «1». Из точки «2» откладываем силу инерции РИ4 из точки «3» откладываем силу инерции РИ5 далее из точки «4» откладываем силу полезного сопротивления из точки «5» проводим вектор силы веса G4 а из точки «6» проводим вектор силы G5 (направление векторов сил G4 и G5 на плане сил не показываем поскольку эти векторы имеют очень малую длину поэтому учтем что векторы сил веса направлены вертикально вниз). Из точки «7» проводим линию действия реакции R05 а из начала построения - точки «1» - линию действия реакции . Пересечение этих линий даёт точку «8».
Из плана сил определяем искомые величины сил – R05 и полную реакцию RI4:
Определим реакцию в шарнире D – R54. Для этого рассмотрим условие равновесия второго звена:
Для нахождения реакции R32 соединим на ранее построенном плане сил точки «3» и «». Абсолютная величина реакции R32 будет равна:
4 Силовой расчёт входного звена механизма
Вычерчиваем входное звено в масштабе l = 0001 ммм с соблюдением заданного положения показываем все действующие на звено 1 силы.
Рассмотрим эти силы. В точке А на звено 1 со стороны звена 2 действует реакция R21 (приведённая сила) равная по величине реакции RI2 но противоположная по направлению. Реакция RI2 была определена из плана сил для группы 2 - З получаем:
В точке С на звено 1 со стороны звена 4 действует реакция R41 (приведённая сила) равная по величине реакции RI4 но противоположная по направлению.
Реакция RI4 была определена из плана сил для группы 4 - 5 тогда:
Чтобы звено 1 находилось в равновесии необходимо к нему приложить уравновешивающую силу Ру (в точке А перпендикулярно звену 1 т. е. ОА).
Уравновешивающую силу найдём из условия равновесия входного звена 1:
Для определения реакции в шарнире О составим векторное уравнение равновесия сил действующих на входное звено 1:
В уравнении одна составляющая неизвестна ни по направлению ни по величине определим её путём построения плана сил для входного звена механизма. Масштабные отрезки изображающие на плане сил вектора реакций RI2 и RI4 берём соответственно с планов групп 2 – 3 и 4 – 5 а масштабный отрезок изображающий уравновешивающую силу Ру равен:
Из точки «1» откладываем вектор реакции R21 из точки «2» поводим вектор реакции R41 из точки «3» строим вектор уравновешивающей силы Ру соединяем точки «1» и «4». Вектор изображает в масштабе реакцию R01.
Определяем величину реакции R01:
5 Определение уравновешивающей силы методом жёсткого рычага
Проверка кинетостатического исследования механизма
Определим уравновешивающую силу методом жёсткого рычага Н. Е. Жуковского и сравним её с величиной силы полученной в процессе кинетостатического расчёта. Для этого построим повёрнутый на 900 план скоростей. Перенесём все внешние силы действующие на механизм параллельно самим себе на план скоростей в те точки которые соответствуют точкам приложения сил на схеме механизма. Найдём на плане скоростей точки: Т2 – точку приложения силы инерции РИ2 и точку Т4 - точку приложения силы инерции РИ4. Воспользуемся теоремой подобия и составим пропорции:
Для нахождения уравновешивающей силы составим уравнение моментов всех сил относительно точки РО - полюса плана скоростей повернутого на 900.
Искомое уравнение будет иметь вид:
Определяем процент расхождения в расчетах:

Лист 2 Силовой анализ механизма.pdf

Курсовой проект по ТММ
Кинематическая схема механизма в расчётном положении ml = 0001 ммм
и индикаторная диаграмма mР = 0015 мм
Схема нагружения группы звеньев 2 - 3
Схема нагружения группы звеньев 4 - 5
План сил группы звеньев 2 - 3
План сил входного звена
План сил группы звеньев 4 - 5
Схема нагружения входного звена
Рычаг Н. Е. Жуковского
Взам. инв. № Инв. № дубл.

Лист 1 Кинематический анализ.frw

Лист4 Синтез кулачкового механизма.cdw

Лист3 Динамический анализ механизма.cdw

Диаграмма Виттенбауэра
График зависимости приведенного момента от угла поворота
График зависимости работы от угла поворота
График изменения кинетической энергии от угла поворота
График зависимости угловой скорости от угла поворота
График зависимости момента инерции от угла поворота

Лист3.docx

Динамический синтез механизма по коэффициенту неравномерности вращения коленчатого вала.
Приведение сил ( моментов) и масс ( моментов инерции ) в механизмах
Для решения основной задачи динамики механизма определение закона движения звеньев механизма находится под действием приложенных к нему сил с учётом масс звеньев применяется метод приведения сил и масс к одному звену (входному) этот метод сводит динамическую задачу о движении всех подвижных звеньев к задаче о движении одного звена которое называют звеном приведения или к одной точке этого звена которую называют точкой приведения сил и масс.
Приведённой силой называют условную силу которая приложена в любой точке звена приведения и совершает в единицу времени работу численно равную сумме работ всех сил и моментов сил действующих на звенья механизма.
Приведённую силу определяют если звено приведения совершает поступательное движение по формуле
Fп=FiVicosFiVi+MiiVп
Vi- скорость точки приложения силы Fi
Mi- момент действующий на звенья механизма
Vп- скорость точки приведения.
Если звено приведения совершает вращательное движение то определяют приведенный момент
Найдем приведенный момент
Mп1=G2Vs2cosG2Vs2+G3VBcosG3VB+G4VS4cosG4VS4+
+G5VDcosG5VD+Fg3VBcosFg3VB+Fg5VDcosFg5VD
Mп0=2*39.2*7.1180cos90177.933=0
Mп1=39.2*7.8439cos232+56.84*3.7746cos180+39.2*8.4738cos46177.933
+56.84*6.9003cos0+257.647*3.7746cos180+6099.558*6.9003cos0177.933=2323086 Н*м
Mп2=39.2*9.4068cos202+56.84*7.6347cos180+39.2*10.408cos20+177.933
+56.84*10.408cos0+81.534*7.6347cos180+2856.1360*10.408cos0177.933=161660 Н*м
Mп3=39.2*10.675cos180+56.84*10.675cos180+39.2*10.675cos0+177.933
+56.84*10.675cos0+81.534*10.675cos180+1607.0351*10.675cos0177.933=9152 Н*м
Mп4=39.2*10.408cos160+56.84*10.854cos180+39.2*9.4068cos338+177.933
+56.84*7.6347cos0+81.534*10.854cos180+1132.5072*7.6347cos0177.933=4235 Н*м
Mп5=39.2*8.5037cos134+56.84*6.9003cos180+39.2*7.8226cos308+177.933
+56.84*3.7746cos0+81.534*6.9003cos180+763.1582*3.7746cos0177.933=1174 Н*м
Mп6=2*39.2*7.1180cos90177.933=0
Mп7=39.2*8.5037cos46+56.84*6.9003cos0+39.2*7.8226cos232+177.933
+56.84*3.7746cos180-81.534*6.9003cos0+81.534*3.7746cos180177.933=-36526 Н*м
Mп8=39.2*10.408cos20+56.84*10.854cos0+39.2*9.4068cos202+177.933
+56.84*7.6347cos180-81.534*10.854cos0+81.534*7.6347cos180177.933 =-72104 Н*м
Mп9=39.2*10.675cos20+56.84*10.675cos0+39.2*10.675cos180+177.933
+56.84*10.675cos180-81.534*10.675cos0+81.534*10.675cos180177.933=-99250 Н*м
Mп10=39.2*9.4068cos380+56.84*7.6347cos0+39.2*10.408cos160+177.933
+56.84*10.854cos180-81.534*7.6347cos0+81.534*10.854cos180177.933=-97077 Н*м
Mп11=39.2*7.8226cos308+56.84*3.7746cos0+39.2*8.5057cos134+177.933
+56.84*6.9003cos180-81.534*3.7746cos0+81.534*6.9003cos180177.933=-61307 Н*м
Mп12=2*39.2*7.1180cos90177.933=0
Mп13=39.2*7.8439cos232+56.84*3.7746cos180+39.2*8.4738cos46177.933
+56.84*6.9003cos0-59.52*6.9003cos180-81.534*6.9003cos0177.933=03776 Н*м
Mп14=39.2*9.4068cos202+56.84*7.6347cos180+39.2*10.408cos20+177.933
+56.84*10.408cos0-40.76*7.6347cos180-81.534*10.408cos0177.933=-49279 Н*м
Mп15=39.2*10.675cos180+56.84*10.675cos180+39.2*10.675cos0+177.933
+56.84*10.675cos0+0*10.675cos180-81.534*10.675cos0177.933=-47692 Н*м
Mп16=39.2*10.408cos160+56.84*10.854cos180+39.2*9.4068cos338+177.933
+56.84*7.6347cos0+163.161*10.854cos180-81.534*7.6347cos0177.933=-148646 Н*м
Mп17=39.2*8.5037cos134+56.84*6.9003cos180+39.2*7.8226cos308+177.933
+56.84*3.7746cos0+458.221*6.9003cos180-81.534*3.7746cos0177.933=-2073 Н*м
Mп18=2*39.2*7.1180cos90177.933=0
Mп19=39.2*8.5037cos46+56.84*6.9003cos0+39.2*7.8226cos232+177.933
+56.84*3.7746cos180+2364.486*6.9003cos0-40.76*3.7746cos180177.933=920697 Н*м
Mп20=39.2*10.408cos20+56.84*10.854cos0+39.2*9.4068cos202+177.933
+56.84*7.6347cos180+6099.55*10.854cos0-81.53*7.6347cos180177.933 =3768353 Н*м
Mп21=39.2*10.675cos20+56.84*10.675cos0+39.2*10.675cos180+177.933
+56.84*10.675cos180+2856.1360*10.675cos0+136.161*10.675cos180177.933=1630416 Н*м
Mп22=39.2*9.4068cos380+56.84*7.6347cos0+39.2*10.408cos160+177.933
+56.84*10.854cos180+1607.0351*7.6347cos0+458.221*10.854cos180177.933=397668 Н*м
Mп23=39.2*7.8226cos308+56.84*3.7746cos0+39.2*8.5057cos134+177.933
+56.84*6.9003cos180+1132.5072*3.7746cos0+1377.1092*6.9003cos180177.933=-306193 Н*м
Приведенной массой называют массу сосредоточенную в какой-либо точке звена приведения которая обладает кинетической энергией равной сумме кинетических энергий всех звеньев механизма.
Для звена приведения совершающего поступательное движение масса приведения равна
Vsi- скорость центра тяжести -го звена
Isi- момент инерции звена относительно оси проходит через центр тяжести звена
i-угловая скорость -го звена
Vп-скорость приведения
Если звено приведения совершает вращательное движение определяем приведенный момент инерции масс всех звеньев
Iп0=T1+T2+T3+T4+T5п2
T1=Is1*12=0.015*177.9332=474.90Дж
T2го1=Is2*22+m2*Vs22=0.007*49.3152+4*7.84392=17.02378+246.10706=263.13Дж
T3го1=m3*Vs32=5.8*3.77462=82.63Дж
T4го1=Is2*22+m2*Vs22=0.007*49.3152+4*8.47382=17.02378+287.2211=304.24Дж
T5го1=m5*Vs52=5.8*6.90032=276.16Дж
T2го0=Is2*22+m2*Vs22=4*7.11802=202.66Дж
T4го0=Is2*22+m2*Vs22=4*7.11802=202.66Дж
T2го2=Is2*22+m2*Vs22=0.007*29.3382+4*9.40682=6.02502+353.9515=359.97Дж
T3го2=m3*Vs32=5.8*7.63472=338.07Дж
T4го2=Is2*22+m2*Vs22=0.007*29.3382+4*10.4082=6.02502+433.3058=439.33Дж
T5го2=m5*Vs52=5.8*10.4082=628.29Дж
T2го3=Is2*22+m2*Vs22=4*10.6752=455.82Дж
T3го3=m3*Vs32=4*10.6752=660.94Дж
T4го3=Is2*22+m2*Vs22=4*10.6752=455.82Дж
T5го3=m5*Vs52=5.8*10.6752=660.94Дж
T2го4=Is4*42+m4*Vs42=0.007*29.3382+4*10.4082=6.02502+433.3058=439.33Дж
T3го4=m3*Vs32=5.8*10.8542=683.29Дж
T4го4=Is4*42+m4*Vs42=0.007*29.3382+4*9.40682=6.02502+353.9515=359.97Дж
T5го4=m5*Vs52=5.8*7.63472=338.07Дж
T2го5=Is2*22+m2*Vs22=0.007*49.3522+4*8.50372=17.0493+289.25165=306.30Дж
T3го5=m3*Vs32=5.8*6.90032=276.16Дж
T4го5=Is4*42+m4*Vs42=0.007*49.3522+4*7.82262=17.0493+244.7722=261.82Дж
T5го5=m5*Vs52=5.8*3.77462=82.63Дж
T2го6=Is2*22+m2*Vs22=4*7.11802=202.66Дж
T4го6=Is4*42+m4*Vs42=4*7.11802=202.66Дж
T2го7=Is2*22+m2*Vs22=0.007*49.3522+4*8.50372=17.0493+289.2516=306.30Дж
T3го7=m3*Vs32=5.8*6.90032=276.16Дж
T4го7=Is4*42+m4*Vs42=0.007*49.3522+4*7.82262=17.0493+244.7722=261.82Дж
T5го7=m5*Vs52=5.8*3.77462=82.63Дж
T2го8=Is2*22+m2*Vs22=0.007*29.3382+4*10.4082=6.02502+433.3058=439.33Дж
T3го8=m3*Vs32=5.8*10.8542=683.29Дж
T4го8=Is4*42+m4*Vs42=0.007*29.3382+4*9.40682=6.02502+353.9515=359.97Дж
T5го8=m5*Vs52=5.8*7.63472=338.07Дж
T2го9=Is2*22+m2*Vs22=4*10.6752=455.82Дж
T3го9=m3*Vs32=5.8*10.6752=660.94Дж
T4го9=Is4*42+m4*Vs42=4*10.6752=455.82Дж
T5го9=m5*Vs52=5.8*10.6752=660.94Дж
T2го10=Is2*22+m2*Vs22=0.007*29.3382+4*9.40682=6.02502+353.9515=359.97Дж
T3го10=m3*Vs32=5.8*7.63472=338.07Дж
T4го10=Is4*42+m4*Vs42=0.007*29.3382+4*10.4082=6.02502+433.3058=439.33Дж
T5го10=m5*Vs52=5.8*10.8542=683.29Дж
T2го11=Is2*22+m2*Vs22=0.007*49.3522+4*7.82262=17.0493+244.7722=261.82Дж
T3го11=m3*Vs32=5.8*3.77462=82.63Дж
T4го11=Is4*42+m4*Vs42=0.007*49.3522+4*8.50372=17.0493+289.2516=306.30Дж
T5го11=m5*Vs52=5.8*6.90032=276.16Дж
Iп0=474.90+202.66+202.66177.9332=0.02780Н*м
Iп1=474.90+263.13+82.63+304.24+276.16177.9332=0.04425Н*м
Iп2=474.90+359.97+338.07+439.33+628.29177.9332=0.07076Н*м
Iп3=474.90+455.82+660.94+455.82+660.94177.9332=0.08554Н*м
Iп4=474.90+439.33+683.29+359.97+338.07177.9332=0.07250Н*м
Iп5=474.90+306.30+276.16+261.82+82.63177.9332=0.04427Н*м
Iп6=474.90+202.66+202.66177.9332=0.02780Н*м
Iп7=474.90+306.30+276.16+261.82+82.63177.9332=0.05252Н*м
Iп8=474.90+439.33+683.29+359.97+338.07177.9332=0.07250Н*м
Iп9=474.90455.82+660.94+455.82+660.94177.9332=0.08554Н*м
Iп10=474.90+359.97+338.07+439.33+683.29177.9332=0.07250Н*м
Iп11=474.90+261.82+82.63+306.30+276.16177.9332=0.04427Н*м
Для построения графика зависимости приведенного момента от угла поворота вычисляем масштабы:
м=Мпmaxymax=376835360=62805
Входное звено механизма вращается неравномерно в результате изменений внешней нагрузки на звенья.
Изменение угловой скорости вращения установлены для каждого вида машин коэффициентом неравномерности вращения .
К полученной диаграмме проводим две касательные
max=1ср1+2=1779331+0042=181491c-1
min=1ср1-2=1779331-0042=174374c-1
А=H*м*φ=50*628*0024=7536
Iп=Iпmaxymax=0085548554=0.001
tgmax=IпТ*1max2=00017536*1814912=001204
tgmin=IпТ*1min2=00017536*1743742=001156
По отрезку ab определяем момент инерции маховика необходимый для обеспечения заданной неравномерности вращения кривошипа.
IM=Тab*1ср2=7536*246004*1779932=01463Н*мD=5106IMKb*ρ=51060146301*7800=028м
i=1max2IM+IПmax-2Tmax-TiIM+IПmax
=181491201463+08554-001463+08554=181490c-1
=329949793-15072(1383-584)01463+08554=181159c-1
=329949793-15072(1383-1098)01463+08554=181372c-1
=329949793-15072(1383-1332)01463+08554=181469c-1
=329949793-15072(1383-1383)01463+08554=181490c-1
=329949793-15072(1383-1305)01463+08554=181458c-1
=329949793-15072(1383-1162)01463+08554=181399c-1
=329949793-15072(1383-10)01463+08554=181332c-1
=329949793-15072(1383-827)01463+08554=181260c-1
=329949793-15072(1383-643)01463+08554=181183c-1
=329949793-15072(1383-455)01463+08554=181105c-1
=329949793-15072(1383-269)01463+08554=181028c-1
=329949793-15072(1383-107)01463+08554=180961c-1
=329949793-15072(1383-045)01463+08554=180935c-1
=329949793-15072(1383-209)01463+08554=181003c-1
=329949793-15072(1383-379)01463+08554=181074c-1
=329949793-15072(1383-553)01463+08554=181146c-1
=329949793-15072(1383-782)01463+08554=181241c-1
=329949793-15072(1383-984)01463+08554=181325c-1
=329949793-15072(1383-1048)01463+08554=181352c-1
=329949793-15072(1383-453)01463+08554=181105c-1
=329949793-15072(1383-267)01463+08554=181027c-1
=329949793-15072(1383-411)01463+08554=181087c-1
=329949793-15072(1383-225)01463+08554=181010c-1
р=181490-180935181209=0.003059 0.05
Коэффициент р не превышает заданного значит маховик уравновешивает колебания кривошипа.

содержание.docx

Синтез структурное и кинематическое исследование
механизма двигателя внутреннего сгорания
Содержание задания. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1 Описание схемы механизма двигателя внутреннего сгорания и
данные для расчёта . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2 Структурное исследование механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3 Кинематическое исследование механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3.1 Построение схемы и исследование движения
звеньев механизма. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3.2 Построение планов скоростей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3.3 Угловые скорости звеньев . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3.4 Построение планов ускорений . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3.5 Угловые ускорения звеньев . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4 Построение кинематических диаграмм . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4.1 Построение диаграммы перемещений поршня . . . . . . . . . . . . . . . .
4.2 Построение диаграммы скоростей поршня . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4.3 Построение диаграммы ускорений поршня . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5 Сравнительная оценка кинематического анализа механизма
выполненного методом построения планов скоростей и
ускорений и методом кинематических диаграмм. . . . . . . . . . . . . . .
Силовой (кинетостатический) расчёт механизма
двигателя внутреннего сгорания
Содержание задания. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1 Заданные силы и определение движущей силы . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2 Определение сил инерции звеньев . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3 Определение реакций в кинематических парах механизма . . . . . . . .
3.1 Расчёт группы звеньев 2 – 3 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3.2 Расчёт группы звеньев 4 – 5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4 Силовой расчет входного звена механизма . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5 Определение уравновешивающей силы методом жесткого
рычага Н. Е. Жуковского. Проверка кинетостатического
исследования механизма. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проектирование кулачкового механизма
с качающимся роликовым коромыслом
Содержание задания . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1 Задание и данные для расчетов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2 Построение диаграмм движения толкателя . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.1 Построение диаграммы аналога ускорений толкателя . . . . . . . . . .
2.2 Построение диаграммы аналога скоростей толкателя . . . . . . . . . .
2.3 Построение диаграммы перемещений толкателя . . . . . . . . . . . . . .
3 Определение минимального радиуса профиля кулачка . . . . . . . . . . .
4 Построение профиля кулачка . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проектирование планетарного механизма и зубчатой передачи.
1 Описание схемы зубчатого механизма и данные для расчёта . . . . .
2 Подбор чисел зубьев планетарной ступени зубчатого механизма . .
3 Построение схемы редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4 Кинематическое исследование зубчатого механизма . . . . . . . . . . . .
4.1 Построение картины скоростей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4.2 Построение плана угловых скоростей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
5 Проектирование внешнего эвольвентного зацепления . . . . . . . . . . .
6 Построение картины эвольвентного зацепления . . . . . . . . . . . . . . . . .
7 Определение коэффициента перекрытия . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Литература. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Лист4 Синтез кулачкового механизма.pdf

mVqB=2288.04 мм(м*рад )
mVqB=mSB=3641.41 ммм
Взам. инв. № Инв. № дубл.