Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания

Лист 1.dwg

Диаграмма внешней силы
00 Дж 1000 0 -1000 -2000
пр III пр I3 пр I2р пр I2В
План возможных скоростей
Теория машин и механизмов
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания
Определение закона движения механизма

РПЗ Селезнев С.М. Э3-59.docx

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
«Московский государственный технический университет
(национальный исследовательский университет)»
(МГТУ им. Н.Э. Баумана)
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту на тему:
Руководитель курсового проекта
«Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана»
(национальный исследовательский университет)
на выполнение курсового проекта
(Фамилия инициалы индекс группы)
Оформление курсового проекта
Дата выдачи задания «__» сентября 2020 г.
(Подпись дата)(И.О.Фамилия)
Задание оформляется в двух экземплярах; один выдаётся студенту второй хранится на кафедре.
Краткое описание работы механизмов ДВС6
Проектирование основного механизма ДВС и определение законов движения его начального звена10
1Проектирование кинематической схемы и определение длин10
Проектирование кривошипно-ползунного механизма ведётся по средней скорости поршня (ползуна). Имеются исходные данные:10
2Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил11
действующих на поршни11
Индикаторная диаграмма описывает изменение давления в цилиндре11
3Определение передаточных функций и передаточных отношений12
основного механизма12
4Переход к одномассовой динамической модели14
5Определение приведённого момента инерции звеньев II группы14
6Определение суммарного приведённого момента и работы сил16
7Определение кинетической энергии первой и второй групп звеньев19
8Закон движения механизма21
Силовой расчет ДВС22
2Построение плана скоростей22
3Построение плана ускорений23
4Определение сил инерции24
5Определение главных моментов сил инерции25
6Определение реакций в кинематических парах25
6.1Группа звеньев 2-326
7Расчет погрешности в определении момента сопротивления28
Проектирование цилиндрической зубчатой передачи и планетарного редуктора29
1Геометрический расчет эвольвентной зубчатой передачи29
2Выбор коэффициента смещения х1 с учетом качественных32
3Результаты расчета зубчатой передачи35
4Построение станочного и зубчатого зацепления36
5Проектирование планетарного редуктора38
5.1Исходные данные38
5.2Расчет числа зубьев колес39
5.3Графическое определение передаточного отношения40
Проектирование кулачкового механизма41
1 Определение кинематических передаточных функций41
2Построение фазового портрета кулачкового механизма42
3 Построение профиля кулачка42
4 Построение графика угла давления43
Список использованной литературы45
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания» содержит 44 листов машинописного текста схем таблиц. В состав курсового проекта входит данная расчетно-пояснительная записка и 4 листа формата А1 с необходимыми графическими расчетами и зависимостями. Состоит из 4 частей для написания было использовано 6 источников.
В расчетно-пояснительной записке проведено определение размеров и проектирование механизма ДВС исследовано его движение и проведен силовой анализ проведено проектирование цилиндрической зубчатой передачи проектирование однорядного планетарного редуктора и кулачкового механизма с возвратно-вращательно движущимся роликовым толкателем.
Краткое описание работы механизмов ДВС
Двигатель внутреннего сгорания (рис.56 а) предназначен для преобразования энергии расширения рабочей смеси в полости цилиндра двигателя в энергию вращения коленчатого вала с целью получения электрического тока от электрогенератора. Вал электрогенератора связан с коленчатым валом двигателя посредством муфты. Основным механизмом ДВС является ползунно-кривошипный механизм ВАО состоящий из коленчатого вала 1 (кривошип) шатуна 2 и поршня 3 (рис.56 а) перемещающегося в цилиндре 4. На коленчатом валу установлен маховик 5.
Изменение давления в цилиндре двигателя в зависимости от положения поршня представлено на индикаторной диаграмме (рис.56 б) данные для построения которой приведены в табл.56.1.
Очистка рабочей полости цилиндра двигателя от продуктов сгорания производится через выхлопной клапан 11 который открывается с помощью кулачкового механизма. Кулачок 9 закрепленный на валу 8 должен осуществлять открытие клапана по типовому закону (рис.56 в). Толкатель 10 кулачкового механизма – роликовый движущийся поступательно. Кулачковый вал 8 получает вращение от коленчатого вала 1 через зубчатую передачу 6-7 передаточное отношение которой равно единице.
Момент сопротивления электрогенератора и момент собственных потерь двигателя не зависят от угла поворота вала.
Исследование механизма производится при установившемся режиме работы. Расстояние между крайними положениями ползуна равно его шагу HВ. На величину этого шага поршень перемещается за половину оборота кривошипа.
Таблица 56-2 – исходные данные
Наименование параметра
Средняя скорость поршня при установившемся режиме
Скорость вращения коленчатого вала
при установившемся режиме
Отношение длины шатуна к длине кривошипа
Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна
Вес коленчатого вала с маховиком
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр тяжести
Момент инерции вращающихся звеньев приведенный к валу кривошипа
(включая момент инерции коленчатого вала и маховика)
Максимальное давление в цилиндре двигателя при разгоне
Угловая координата кривошипа для силового расчета механизма (рис.56 а)
Число зубьев колеса 6
Модуль зубчатых колес 6 и 7
Величина подъема толкателя
Угол рабочего профиля кулачка выхлопного клапана
Отношение величин ускорений
Максимально допустимый угол
давления в кулачковом механизме
Коэффициент неравномерности
Проектирование основного механизма ДВС и определение законов движения его начального звена
Расчёт производится с целью определения основных размеров кривошипно-ползунного механизма. В качестве звена приведения принимается коленчатый вал 1. Режим работы ДВС – установившийся.
1 Проектирование кинематической схемы и определение длин
Проектирование кривошипно-ползунного механизма ведётся по средней скорости поршня (ползуна). Имеются исходные данные:
Таблица 1.1 – исходные данные
Коленчатый вал совершает один оборот за время tц полного цикла
рабочий ход ползуна равен
Для центрального кривошипно-ползунного механизма H=2lOA тогда
Получено lOA = 0074 м.
Длина шатуна АB: lАВ = λ2*lOA = 0272 м.
Положение центра масс: lS2 = λ2*lAB = 0109 м.
Получив размеры механизма можно рассчитать масштаб для построения.
Масштаб для построения:
2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил
действующих на поршни
Индикаторная диаграмма описывает изменение давления в цилиндре
от перемещения поршня.
Таблица 1.2 - исходные данные
Наименование параметра
Таблица 1.3 – таблица для построения индикаторнойдиаграммы
По данным этой таблицы построена индикаторная диаграмма. Получено рmax=2496 МПа.
Рабочий процесс характеризующийся индикаторной диаграммой происходит следующим образом: при движении поршня 3 ДВС вниз в цилиндре происходит расширение при движении вверх – сжатие.
При построении диаграмм сил действующих на поршень ординаты графика сил приняты равными ординатам индикаторной диаграммы.силы определён из соотношения:
где Sп – площадь поршня
При построении диаграммы сил нужно учитывать что на участке расширения направление вектора силы давления совпадает с направлением скорости перемещения поршня то есть работа движущей силы положительна на участках всасывания сжатия и выпуска векторы силы давления и скорости перемещения поршня направлены противоположно то есть работа силы трения отрицательна.
3 Определение передаточных функций и передаточных отношений
основного механизма
Для определения значений передаточных функций строят план возможных скоростей который строится без масштаба для всех рассматриваемых положений механизма. Построение планов возможных скоростей для точек производят по уравнениям:
Тогда аналог скорости точек соответственно:
Аналог угловой скорости 2 звена:
Используя эти формулы вычисляют аналог скорости для точки В и S2.
Результаты расчетов приведены в таблице 1.2. Графики скоростей изображены на 1 листе.
Таблица 1.4 – полученные значения аналогов скоростей
4 Переход к одномассовой динамической модели
Механизм представляет собой сложную систему звеньев
нагруженных различными силами и моментами. Чтобы упростить определение закона движения такой сложной системы применяют метод приведения сил и масс который позволяет заменить реальный механизм некоторой эквивалентной (расчетной) схемой – одномассовой динамической моделью механизма. Вращающееся звено динамической модели называемое звеном приведения движется так что его координата φм совпадает в любой момент времени с координатой φ начального звена механизма (обобщенной координатой механизма): φм(t) = φ(t). К звену приложен приведённый момент сил MΣпр а момент инерции Jм этого звена относительно оси вращения является суммарным приведённым моментом инерции механизма Jм = JΣпр . Схема динамической модели представлена на листе номер 1.
5 Определение приведённого момента инерции звеньев
Таблица 1.5 – исходные данные
Приведенный моменты инерции i-го звена механизма находят из условия равенства кинетических энергий всех звеньев механизма и звена приведения т.е. из закона сохранения кинетической энергии. Это условие будет зависеть от характера движения звена механизма.
При поступательном движении i-го звена (ползун 3):
При вращательном движении i-го звена вокруг неподвижной оси k (коромысло 1):
Если для вращающегося i-го звена задан момент инерции относительно оси проходящей через центр масс Si который не совпадает с осью вращения k то
При плоскопараллельном движении i-го звена (шатун 2):
Суммарный приведенный момент инерции коромысло-ползунного механизма равен сумме приведенных моментов инерции всех его звеньев:
где - приведенный момент инерции первого звена имеющего вращательное движение вокруг неподвижной оси;
- приведенный момент инерции второго звена имеющего плоскопараллельное движение;
- приведенный момент инерции третьего звена движущегося поступательно.
Приведенный момент инерции первого звена:
Приведенный момент инерции второго звена:
Приведенный момент инерции третьего звена:
Результаты расчета приведенных моментов инерции приведены в таблице 1.6. Графики приведенных моментов инерции изображены на 1 листе.
Таблица 1.6 – полученные результаты приведенных моментов инерции
6 Определение суммарного приведённого момента и работы сил
Суммарный приведённый момент МΣпр заменяет все силы и моменты
приложенные к различным звеньям механизма:
Каждый определяется из условия равенства элементарных работ действительной силы и приведённого момента на своих возможных перемещениях. Приведённый момент заменяющий действительную силу приложенную в точке звена определяют по формуле:
Приведённые моменты от сил тяжести звеньев малы по сравнению с
приведёнными моментами от сил движущих и сопротивления ими пренебрегают. Знак приведённого момента определяется знаком действительной силы: если действительная сила положительна т.е. совершает положительную работу то и приведённый момент положителен т.е. направлен по угловой скорости звена динамической модели. Сила взятя с силовой диаграммы.
Зная в каждом положении механизма приведённые моменты можно
сложив их алгебраически получить суммарный приведённый момент сил сопротивления.
Для определения суммарного приведённого момента необходимо найти постоянный приведённый движущий момент.
При установившемся движении работа движущих сил за цикл по модулю равна работе сопротивления Адс=Акс. Асц пропорциональна алгебраической сумме площадей fc (в квадратных миллиметрах) под кривой Мсопрпр(φ1). Тогда постоянный приведённый момент движущих сил:
Суммарный приведённый момент получен по формуле
Момент приложенный к звену динамической модели производит
ту же работу что и все реальные силы и моменты приложенные к различным звеньям механизма.
Масштаб графика моментов:
Суммарная работа AΣ всех сил равна работе
В конце цикла установившегося движения AΣ=0.графика AΣ:
Результаты вычислений приведены в таблице 1.7
Таблица 1.7 – приведенные моменты и работа сил
7 Определение кинетической энергии первой и второй групп звеньев
Полная кинетическая энергия звеньев определяется по формуле
Для построения графика кинетической энергии ось абсцисс графика
АΣ была перенесена на ординату соответствующую начальной кинетической энергии Тнач. Вначале конкретное значение Тнач было неизвестно поэтому новое положение оси абсцисс φ1* показано условно.
Кинетическая энергия второй группы звеньев TII определена через
приведённые моменты инерции этой же группы звеньев:
Закон изменения 1 ещё неизвестен. Поэтому для определения ТII
было использовано приближенное равенство 1 ср поскольку коэффициент неравномерности мал. Тогда
Так как ср = const то ТII можно считать пропорциональной а
построенную кривую принять за приближенную кривую пересчитав масштаб определяемый по формуле:
Построение приближенного графика кинетической энергии первой
группы звеньев произведено согласно уравнению
Следовательно при построении кривой из ординат кривой
в каждом положении механизма вычитались отрезки изображающие . Длины вычитаемых отрезков
– ордината взятая из графика мм.
Полученная кривая ТI – приближенная так как построена вычитанием
из точной кривой приближённый значений.
Результаты вычислений приведены в таблице 1.8
Таблица 1.8 – кинетическая энергия
8 Закон движения механизма
Для определения начального значения угловой скорости найдем наибольшее изменение угловой скорости звена приведения за цикл затем получим закон изменения угловой скорости с использование величины начальной угловой скорости и закона изменения угловой скорости в течение цикла.
Масштаб графика угловой скорости:
Результаты были получены с применением ЭВМ.
Таблица 1.8 – полученные результаты угловой скорости
Кинематическую схему механизма в заданном положении с приложенными внешними силами и моментами строим в масштабе = 500 ммм.
Угловая координата кривошипа
Движущая сила действующая на поршень при заданной угловой координате
Угловая скорость вращения кривошипа при заданной угловой координате1 = 1145315 радс
Угловое ускорение кривошипа при заданной угловой координате
2Построение плана скоростей
Скорости звеньев механизма определяют из плана скоростей. Построение плана скоростей изображено на листе 2.
Скорость точки А совершающей вращательное движение:
Скорость точки В совершающей поступательное движение:
Строят план скоростей и находят неизвестные величины.
Из плана скоростей определяют:
Скорость точки В вокруг точки А:
Скорость центра масс второго звена:
Угловая скорость второго звена:
3Построение плана ускорений
Ускорение центров масс звеньев и угловых ускорений звеньев определяют из плана ускорений. План ускорения изображен на листе 2.
Т.к. то полное ускорение найдем как катет треугольника:
Масштаб плана ускорений:
Из плана ускорений определяют:
4Определение сил инерции
Силы инерции определяют по формуле:
5Определение главных моментов сил инерции
Главные моменты сил инерции определяют по формуле:
6Определение реакций в кинематических парах
Для нахождения неизвестных силовых факторов пользуются принципом Даламбера. Под принципом Даламбера понимается общий метод решения задач при котором уравнения динамики принимают вид уравнений статики. Этот метод решения задач иначе называют методом кинетостатики. Применительно к механизмам его можно сформулировать так: при добавлении сил инерции к внешним силам действующим на систему в ней устанавливается мгновенное статическое равновесие и ее можно рассчитать используя уравнения статики:
Масштаб для планов сил и для расчетных схем Схемы всех звеньев механизма и планы сил изображены на листе 2.
6.1Группа звеньев 2-3
Сумма моментов относительно точки В:
В результате расчетов получают:
Сумма внешних сил равна 0:
Графическим способом определяют величины:
В поступательной кинематической паре связи наложенные на относительное движение звеньев разрешают относительное поступательное движение только вдоль оси этой пары. Перемещаться поперек направляющей и поворачиваться ползун не может поэтому в поступательной паре возникает реактивный момент препятствующий повороту ползуна и реакция действующая перпендикулярно направляющей. Сила трения отсутствует.
Уравнение моментов относительно точки В:
Плечо имеет только сила : следовательно x=0.
Графическим способом определяют величину:
Записывают уравнение равновесия:
Уравнение моментов относительно точки О:
7Расчет погрешности в определении момента сопротивления
Относительная погрешность между моментами сопротивления полученными на первом и втором листах:
Результаты силового расчета механизма представлены в таблице 2.1.
Таблица 2.1- результаты силового расчета
Проектирование цилиндрической зубчатой передачи и планетарного редуктора
Исходные данные для расчета приведены в таблице 3.1.
Таблица 3.1 – исходные данные
Угол наклона линии зуба для колес
Модуль зубчатых колес 6 и 7
Параметры исходного производящего контура
1Геометрический расчет эвольвентной зубчатой передачи
При проектировании зубчатой передачи существенную роль играет выбор ее геометрических параметров. Положительная зубчатая передача может быть составлена из двух положительных зубчатых колес (. Делительные окружности колес положительной зубчатой передачи не соприкасаются радиусы начальных окружностей больше радиусов делительных и поэтому коэффициент воспринимаемого смещения т.е. межосевое расстояние равно сумме радиусов начальных окружностей колес 1 2.
Наилучшими эксплуатационными характеристиками обладают положительные зубчатые передачи: у них по сравнению с другими передачами больше радиусы кривизны боковых поверхностей зубьев и при одинаковых передаточном числе и модуле они могут иметь меньшие габариты и массу.
Геометрия зубчатой передачи определяется параметрами исходного контура инструмента и его смещением при нарезании колес. Цилиндрическое зубчатое колесо нарезается реечным инструментом станочное зацепление представляет собой зацепление реечного исходного производящего контура с нарезным колесом. Такое зацепление рассматривается в торцевой плоскости перпендикулярной оси зубчатого колеса. Реечный производящий контур в соответствии с ГОСТ 13755-81 – это контур зубьев производящей рейки в нормальном или торцевом сечении плоскостью перпендикулярной ее делительной плоскости.
Параметры исходного производящего контура стандартизованы. Согласно ГОСТ 13755-81 исходный производящий контур для нарезания цилиндрических эвольвентных зубчатых колес с модулем больше 1 мм – это прямоточный реечный контур с равномерно чередующимися симметричными зубьями и впадинами.
Коэффициент суммы смещений:
Угол зацепления передачи:
Межосевые расстояния для положительной зубчатой передачи:
Делительные диаметры шестерни и колеса:
Диаметры основных окружностей:
Начальные диаметры шестерни и колеса:
Коэффициенты воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Диаметры вершин зубьев шестерни колеса:
Диаметры впадин шестерни и колеса:
Высота зубьев колес:
Толщины зубьев шестерни и колеса по дугам делительных окружностей:
Углы профиля зуба в точке на окружности вершин:
Толщины зубьев по окружности вершин:
2Выбор коэффициента смещения х1 с учетом качественных
При проектировании зубчатых передач качественные показатели дают возможность оценить плавность и бесшумность зацепления прочность и возможный износ зубьев колес по сравнению с другими передачами.
Коэффициент торцевого перекрытия – позволяет оценить непрерывность и плавность зацепления:
Коэффициент удельного скольжения – учитывает влияние геометрических и кинематических факторов на проскальзывание профиля зуба в процессе зацепления:
Коэффициент удельного давления – учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на контактные напряжения:
Исходные данные вводят в программу ZUB которая производит расчет 12 передач в которых назначается с шагом 01 в пределах от 0 до 11.
Коэффициент смещения назначен в соответствии с ГОСТ 16532-81 и равен
Результаты расчета по программе ZUB приведены в таблице 3.2.
Таблица 3.2 – полученные результаты
Исходя из полученных данных на листе 3 строят графики изменения величин качественных показателей в зависимости от коэффициента смещения .
По данным таблицы на график наносят границы по подрезанию и заострению. Отсутствие подрезания обеспечивается минимальным значением коэффициента смещения а отсутствие заострения – максимальным; следовательно должно выполняться условие: . Минимальный коэффициент смещения по подрезанию Для получения максимального коэффициента смещения на графике проводят вертикальную линию допустимого заострения до пересечения с кривой . В точке их пересечения коэффициент смещения имеет максимальное значение=225. При выборе оптимальной комбинации коэффициентов смещения внутри выделенной зоны следует обеспечить наилучшие условия предотвращающие различные виды повреждений колес: выкрашивание и отслаивание материала на боковых поверхностях зубьев излом зубьев у вершины в случае их чрезмерного заострения истирание боковых поверхностей зубьев заедание зубьев. С учетом всего вышесказанного коэффициент смещения выбирается равным
Выбирают термическую обработку зубчатой передачи – улучшение тогда относительная толщина зубьев на окружности вершин . Степень точности колес выбирают 8-ю. Тогда рекомендуемое значение коэффициента перекрытия согласно ГОСТ 1643-81 равно
8Результаты расчета зубчатой передачи
Число зубьев шестерни
Смещение исходного контура
Радиусы делительных окружностей
Радиусы основных окружностей
Радиус скругления основания ножки
Толщина зуба исходного контура
Воспринимаемое смещение
Уравнительное смещение
Радиусы начальных окружностей
Межосевое расстояние
Радиусы окружностей вершин
Радиусы окружностей впадин
Высота зубьев колеса
Толщина зубьев по делительной окружности
Угол зацепления передачи
Толщина зубьев по дугам окружностей вершин
9Построение станочного и зубчатого зацепления
С учетом рекомендаций масштаб на чертеже выбран
На графическом листе 3 произведено построение станочного и зубчатого зацепления графики качественных показателей зубчатой передачи в функции смещения исходного производящего контура.
Профиль зуба колеса образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает реальный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура а переходная кривая профиля зуба – закругленным участком.
Схему станочного зацепления строят в указанной последовательности:
)Проводят делительную и основную окружности окружности вершин и впадин колеса
)Откладывают от делительной окружности выбранное смещение и проводят делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента. На расстояниивверх и вниз от делительной прямой проводят горизонтальные линии -линии граничных точек а на расстоянии – линии вершин и впадин станочно-начальную линию проводят касательно к делительной окружности в точке -полюс станочного зацепления.
)Проводят линию станочного зацепления через полюс станочного зацепления касательную к основной окружности в точке . Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы равные .
)Строят исходный производящий контур реечного инструмента так чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикальной осью . Для этого от точки пересечения оси с делительной прямой (точка G) откладывают влево по горизонтали отрезок в шага и через его конец перпендикулярно линии зацепления проводят наклонную линию которая образует угол с вертикалью. Эта линия соответствует прямолинейной части профиля зуба исходного производящего контура инструмента. Закругленный участок профиля строят как сопряжение прямолинейной части контура с линией вершин или с линией впадин окружностью радиусом . Симметрично относительно вертикальной линии (линия симметрии впадин) строят профиль второго зуба исходного производящего контура прямолинейный участок которого перпендикулярен другой возможной линии зацепления: ’. Расстояние между одноимёнными профилями зубьев исходного контура равно шагу .
)Для построения эвольвентного профиля зуба колеса применяется метод обращённого движения. Цилиндрическая заготовка на которой нарезаются зубья будет неподвижна а инструмент будет перекатываться вокруг данной заготовки. На чертеже мы создаём копий части профиля режущего инструмента которые мы смещаем вправо и влево вдоль станочно-начальной линии на величину перемещения где -угловой шаг шестерни. Затем i-ый скопированный профиль поворачивается против часовой или по часовой если он слева или справа от оригинального профиля соответственно на угол . Строим эвольвентный профиль путём проведения огибающей ко всем перенесённым профилям. Симметрично отражая полученный профиль строим ещё два зуба колеса.
Схему зубчатой передачи строят в указанной последовательности:
)Откладывают межосевое расстояние и проводят окружности: начальные ( ) делительные ( ) основные () вершин () и впадин (). Начальные окружности должны соприкасаться в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению . Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого измеренное по осевой линии должно быть равно радиальному зазору .
)Через полюс зацепления проводят линию зацепления касательную к основным окружностям колёс. Точки касания и называют предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром восстановленной к осевой линии в полюсе угол зацепления на активной линии зацепления . Точка является точкой пересечения окружностей вершин колеса с линией зацепления её называют точкой начала зацепления; точка – точкой пересечения окружности вершин шестерни с линией зацепления её называют точкой конца зацепления.
)Строят профили трёх зубьев причём так чтобы точка контакта располагалась на активной линии зацепления. Профили зубьев шестерни могут быть перенесены на чертеж проектируемой передачи со схемы станочного зацепления с помощью шаблона; эвольвентную часть профиля зуба колеса строят как траекторию точки прямой при перекатывании её по основной окружности колеса без скольжения.
На чертежах зубчатого и станочного зацеплений показаны активные участки зубьев нагруженные контактными напряжениями.
2Проектирование планетарного редуктора
Из всех видов механических передач планетарные зубчатые передачи более других снижают материалоемкость машины. Эти механизмы по сравнению с зубчатыми передачами имеющими неподвижные оси вращения обладают меньшими габаритными размерами и массой при равных передаточных отношениях.
Однорядный планетарный редуктор с числом сателлитов К=3. Передаточное отношение редуктора
Диапазон U (по модулю): U=28-8
Ориентировочное значение КПД: КПД=099-097.
2.2 Расчет числа зубьев колес
Выписывают все необходимые уравнения:
Уравнение передаточного отношения:
Уравнения соосности:
При проектировании следует учитывать условие наименьших габаритов и сумму чисел зубьев – косвенно определяющую массу и трудоемкость изготовления.
Задают число зубьев центрального колеса
Из уравнения передаточного отношения находят:
Из уравнения соосности определяют
Проверяют условие сборки
Проверяют условие соседства
Все условия выполняются.
2.3Графическое определение передаточного отношения
В системе координатстроят треугольники распределения линейных скоростей звеньев. Для этого из точкиАс ординатойв выбранном произвольном масштабеоткладывают отрезокАА'. Через конец этого отрезка и начало координат проводят прямую которая определит распределение скоростей для точек звена1 лежащих на оси.Эта прямая образует с осьюугол. Так как в точке С скорости звеньев2и3равны между собой и равны нулю то соединяют точку С прямой с точкойА' получают линию распределения скоростей для звена 2. Так как точка принадлежит звеньям2иh то ее скорость определяется по лучу с А' для радиуса равного что в масштабеоответствует отрезкуBB'. Соединяют точкуB'с началом координат прямой находят линию распределения скоростей для водила. Эта линия образует с осьюугол. Передаточное отношение планетарного механизма определенное по данным графическим построениям можно записать так:
На графическом листе 3 показана схема и проведен графический расчет передаточного отношения планетарного редуктора.
Проектирование кулачкового механизма
Проектирование кулачкового механизма заключается в определении
взаимного расположения ведущего звена ведомого звена и координат профиля кулачка обеспечивающих заданный закон движения толкателя.
1 Определение кинематических передаточных функций
Для получения зависимостей изменения скорости и перемещения
толкателя был использован метод графического интегрирования. Согласно этому методу вначале в произвольном масштабе был изображен график аналога ускорений толкателя. База b графика по оси абсцисс была выбрана 230 мм. Тогда масштаб графика по горизонтальной оси:
Далее произвольно задавшись отрезками интегрирования К1=65 мм и К2=20 мм было дважды проведено графическое интегрирование для определения аналога скорости и перемещения толкателя. По полученной в результате интегрирования максимальной ординате на графике перемещений был определен масштаб:
По этому масштабу и выбранным отрезкам интегрирования К1 и К2 найдены масштабы в которых фактически построены графики аналогов скорости и ускорения толкателя:
2Построение фазового портрета кулачкового механизма
Фазовый портрет представляет собой график зависимости SB(vqB). Через начало координат О была проведена ось абсцисс vqB и ось
ординат SB. Перемещения и аналоги скорости были построены в одинаковом масштабе При этом учитывалось правило знаков: аналог скорости vqB при удалении толкателя – положительная величина при сближении – отрицательная.
Далее были проведены касательные к графику в фазах удаления и
сближения под углом []. Точка пересечения касательных – координата О1 оси вращения кулачка в системе координат [SBvqB].
После определения координаты О1 был найден начальный радиус кулачка:
Касательные проведенные к диаграмме SB(vqB) делят плоскость на
две области: допустимую (ОДР – область допустимых решений) в любой точке которой может быть выбрано положение оси вращения кулачка О и при этом будет выполнено условие i ≤ [] и недопустимую.
3 Построение профиля кулачка
При графическом построении профиля кулачка был применён метод
обращения движения. Для этого всем звеньям механизма условно сообщилась угловая скорость . Кулачок стал неподвижным а толкатель и остальные звенья стали вращаться с угловой скоростью равной но противоположно направленной угловой скорости кулачка.
Построена окружность радиуса . Как в фазовом портрете было
изображено начальное положение толкателя. От этого положения был отложен угол рабочего профиля кулачка p. Угол рабочего профиля был разбит на части в соответствии с делением оси Точки пересечения проведенных через 1567 лучей и окружности радиуса были зафиксированы. Далее вдоль них отложены отрезки соответствующие перемещениям толкателя в каждом положении в масштабе . При соединении полученных точек плавной кривой был получен центровой профиль кулачка.
В кулачковых механизмах обычно на конце толкателя размещают
ролик для уменьшения трения при взаимодействии толкателя и кулачка. Радиус ролика:
Для получения конструктивного профиля кулачка был построен
эквидистантный профиль отстоящий от центрового на расстояние равное радиусу ролика. В каждом положении были проведены дуги окружностей радиусом Rp. Конструктивный профиль был получен как кривая огибающая дуги окружностей.
4 Построение графика угла давления
График угла давления является контрольным поскольку он
показывает что в любом положении кулачка угол давления не превышает заданное допустимое значение. Углы давления были определены по фазовому портрету.
График угла давления построен в масштабе .
При одном направлении вращения кулачка фаза удаления становится
фазой сближения при его обратном направлении вращения. На графике угла давления указано направление угловой скорости.
В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:
Определен закон движения звена приведения двигателя внутреннего сгорания. Построены диаграммы передаточных функций индикаторная диаграмма и диаграмма сил диаграмма приведенного момента инерции кинетической энергии и угловой скорости.
Для заданного положения механизма проведен кинетостатический силовой расчет определены реакции в кинематических парах механизма и момент сопротивления вращению звена приведения. Величина этого момента определенная в силовом расчете отличается от значения определенного на первом листе на 088 %.
Спроектирована эвольвентная цилиндрическая зубчатая передача с числами зубьев колес Z1 = 15 и Z2 = 15 коэффициентами смещения X1 = 05 и X2 = 05 и коэффициентом перекрытия = 105.
Спроектирован однорядный планетарный мультипликатор с передаточным отношением uh1 = 16 с числами зубьев колес Z1 = 17 Z2 = 34 и Z3 = 85.
Спроектирован кулачковый механизм системы очистки рабочей полости цилиндра двигателя внутреннего сгорания. Минимальный радиус начальной шайбы кулачка r0 = 0035 м при допустимом угле давления [] = 29 град. Радиус ролика толкателя rp = 0011 м.
Список использованной литературы
Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование : учебное пособие Л. А. Чёрная Г. А. Тимофеев. – Москва : Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана 2019. 172 [4] с. : ил.
Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование : учеб. Пособие под ред. Г. А. Тимофеева. – 2-е изд. перераб. и доп. – М. : Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана 2012. 169 [3] с. : ил.
Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов и машин. Часть 1 Т. А. Архангельская С. А. Попов М. В. Самойлова и др.; Под ред. Г. А. Тимофеева. М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана 2000. 92 с. ил.
Попов С. А. Никоноров В. А. Самойлова М. В. Кинематические и силовые характеристики рычажных механизмов: Учеб. Пособие Под ред. В. А. Никонорова. – М.: Изд-во МГТУ 1994. – 72 с. ил.
Тимофеев Г. А. Яминский А. В. Каганова В. В. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ. Учеб. Пособие Под ред. Г. А. Тимофеева. – М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана 2000. -60 с. ил.
Тимофеев Г. А. Самойлова М. В. Проектирование кулачковых механизмов: Учеб. Пособие для курсового проектирования по теории механизмов и механике машин Под ред. С. А. Попова – М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана 1998. – 48 с. ил.

Лист 3.dwg

Диаграмма внешней силы
00 Дж 1000 0 -1000 -2000
пр III пр I3 пр I2р пр I2В
Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания
Курсовой проект по ТММ
Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи
МГТУ им.Н.Э.Баумана Факультет "РК" группа РК6-51
x1=0.5 (ГОСТ 16532-70)
Диаграммы качественных показателей
Схема станочного зацепления
Схема эвольвентного зацепления
Кинематическая схема планетарного мультипликатора
по зубчатой передаче - m
z2 по планетарному механизму - u
по зубчатой передаче - x1
x2 по планетарному механизму - z1
Результаты проектирования -по зубчатой передаче:
-по планетарному механизму:
Теория машин и механизмов
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Расчет зубчатой передачи
Графики качественных показателей зубчатой передачи
Однорядный планетарный редуктор
Станочное зацепление шестерни z =15 с реечным инструментом
Зацепление шестерни z =15 с колесом z =15

Лист 2.dwg

Диаграмма внешней силы
00 Дж 1000 0 -1000 -2000
пр III пр I3 пр I2р пр I2В
Теория машин и механизмов
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания
Силовой расчет механизма
Звено 1 - начальное звено
Результаты силового расчета

List_4 (1).dwg

Диаграмма внешней силы
00 Дж 1000 0 -1000 -2000
пр III пр I3 пр I2р пр I2В
Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания
Курсовой проект по ТММ
Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи
МГТУ им.Н.Э.Баумана Факультет "РК" группа РК6-51
x1=0.5 (ГОСТ 16532-70)
Диаграммы качественных показателей
Схема станочного зацепления
Схема эвольвентного зацепления
Кинематическая схема планетарного мультипликатора
по зубчатой передаче - m
z2 по планетарному механизму - u
по зубчатой передаче - x1
x2 по планетарному механизму - z1
Результаты проектирования -по зубчатой передаче:
-по планетарному механизму:
Диаграмма функции положения
Теория машин и механизмов
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Проектирование кулачкового механизма
Конструктивный профиль
Построение центрового и конструктивного профиля кулачка
Определение радиуса начальной шайбы кулачка по углу давления