Проектирование и исследование механизма компрессора

1 лист.cdw

2 лист.cdw

ТММ 4 лист.cdw

3лист(14.9.10).frw

Синтез эвольвентного
зубчатого зацепления
Изм. № докумен. Дата

Записка.doc

ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра проектирования механизмов и машин
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ТММ
Тема:«Проектирование и исследование механизма компрессора»
Задание №18 Вариант №3
Работу выполнил: студент М-31 группы Шукшин А.Ф.
Работу проверил: ст. преподаватель Сычев В.И.
Требуется спроектировать и исследовать механизм компрессора по следующим данным:
Шарнирно-рычажный механизм компрессора.
1. Угловая скорость ведущего звена 1= 190 с-1
2. Длина ведущего звена АО1=006 м
3. Отношение длины второго звена к длине первого звена АВАО1=33
4. Отношение длины центра массы второго звена к длине второго звена
5.второго звена m2=61 кг
6.третьего звена m3=15 кг
7. Сила полезного сопротивления приложенная к исполнительному органу машины Fс=18 кН
8. Коэффициент неравномерности хода компрессора = 180
Звенья 2 и 4 3 и 5 соответственно одинаковые.
Уравнения связи угла поворота звена входящего в разные замкнутые контуры:
Первое положение механизма соответствует 150 угла поворота ведущего звена АО1 от оси X1 в сторону Y1.
1. Ход толкателя =22
2. Длина поводка толкалеля=140 мм
3. Тип закона движения толкателя d2dj2 = Д
4. Фазовый угол удаления толкателяφу=550
5. Фазовый угол дальнего стояния толкателяφд=50
6. Фазовый угол возвращения толкателя φВ=550
7. Минимальный угол передачи движенияγmin=500
1 Модуль зацепления m=14 мм
2. Число зубьев шестерни z1=9
3. Число зубьев зубчатого колеса z2=10
Расчётные значения углов поворота ведущего звена
КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ШАРНИРНО-РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
Рисунок 1. Схема шарнирно – рычажного механизма компрессора.
Механизм компрессора представленного на рисунке 1 состоит из следующих звеньев: звено АО1=ЕО1= 006м (1)– ведущее; звено АВ = 0198 м 2) – шатун; 3- ползун; звено ED = 0198 м (4) – шатун; 5 – ползун.
Кинематические пары:
Стойка О1 – кривошип О1А низшая вращательная пара 5 кл.
Кривошип О1А – шатун АВ низшая вращательная пара 5 кл.
Шатун АВ – ползун B низшая вращательная пара 5кл.
I Ползун В – направляющая низшая возвратно–поступат. пара 5кл.
V Кривошип О1А – шатун ED низшая вращательная пара 5 кл.
VI Шатун ED – ползун D низшая вращательная пара 5 кл.
VII Ползун D – направляющая низшая возвратно–поступат. пара 5кл.
Определим степень подвижности всего механизма по формуле Чебышева :
W=3n-2P5-P4=3·5-2·7-0=1
где n-число подвижных звеньев;
P5 -число пар 5-го класса;
P4-число пар 4-го класса
Первая отсоединённая группа.
Группа 2-го класса 2-го порядка 2-го вида
Wгр=3n-2P5-P4=3·2-2·3-0=0
Степень подвижности равна нулю следовательно отсоединённая группа является группой АССУРА .
Wост=3n–2Р5–Р4=3·3-2·4–0=1
Оставшаяся часть является механизмом т. к. степень подвижности равна 1.
Вторая отсоединённая группа
Wост= 3n-2Р5-Р4= 3·1- 2·1-0 =1
Оставшаяся часть является механизмом т. к. W=1 и это механизм первого класса.
Вывод: Механизм компрессора является механизмом второго класса состоящий из механизма первого класса т. е. ведущего звена и стойки и двух присоединённых групп АССУРА второго класса второго порядка второго вида.
2. УРАВНЕНИЯ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗВЕНЬЕВ МЕХАНИЗМА
2.1. УРАВНЕНИЯ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗВЕНЬЕВ 2-ГО ВИДА 2-ГО КЛАССА
Положения звеньев определяются угловыми параметрами :
φ1- угловая координата ведущего звена
Скорости звеньев определяются параметрами:
- угловая скорость ведущего звена
VАО1 – скорость точки А относительно стойки О1
w4 – угловые скорости шатунов АВ и АС
VBVD – скорости ползунов В и С
Ускорения звеньев определяются параметрами:
e4- угловое ускорение шатунов
аtАО1 – тангенциальное ускорение точки А относительно стойки О1
а nАО1 – нормальное усеорение точки А относительно стойки О1
аАО1 – полное ускорение точки А относительно стойки О1
аB аD – ускорение ползунов
e1 – угловое ускорение ведущего звена
Вычисления для всех положений компрессора представлены в таблицах 1.1 и 1.2 (Стр. 9 и 10) расчитанных на компьютере.
2.2.ПЛАНЫ ПОЛОЖЕНИЙ МЕХАНИЗМА
На первом листе необходимо построить 12 планов положений механизма. Первое положение механизма соответствует 15° угла поворота ведущего звена от оси Х(1) в сторону оси У(1) .Все звенья механизма изображаются линиями толщиной S2 а два расчетных положения (=1050 и =2550) толщиной 2S сплошной и пунктирной соответственно. Индексы положений у букв обозначающих кинематические пары проставляются сверху.
2.3.КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ДИАГРАММЫ
На первом листе строятся диаграммы перемещения (SВ+LABSD+LED) скорости (VВVС) и ускорения (В С) точек находящихся на рабочем органе механизма т.е. точек находящихся на звене к которому приложена сила полезного сопротивления. Диаграммы строятся для полного оборота ведущего звена с 12-го по 12-ое положение механизма.
В соответствии с масштабными коэффициентами для каждого положения механизма нанесены точки соответствующие значениям кинематических параметров. Точки соединены плавной линией (толщина линий 2S).
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по ТММ. ПЕРВЫЙ ЛИСТ
-ая пpисоединенная гpуппа 2 -го вида.
Длина ведущего звена м . . . . . . . . . . . . . . . . L1 = 0.060
Отношение длин звеньев. . . . . . . . . . . . . . . .LAM01 = 0.000
Отношение длин звеньев. . . . . . . . . . . . . . . .LAM21 = 3.300
Наименование паpаметpа обозначение
Угол повоpота ведущего звена гpд . . . . . . . . . . F1
Угол повоpота шатуна гpд . . . . . . . . . . F2
Линейное пеpемещение ползуна м . . . . . . . . . . . S
Угловая скоpость ведущего звена pадс . . . . . . . . . W1
Угловая скоpость шатуна pадс . . . . . . . . . W2
Линейная скоpость точки Aо мс . . . . . . . . . . VAo
Линейная скоpость точки B мс . . . . . . . . . . VB
Угловое ускоpение ведущего звена pад(с*с) . . . . . . . E1
Угловое ускоpение шатуна pад(с*с) . . . . . . . E2
Тангенциальное ускоpение точки A м(с*с) . . . . . . . . WAt
Ноpмальное ускоpение точки A м(с*с) . . . . . . . . WAn
Полное ускоpение точки A м(с*с) . . . . . . . . WAo
Линейное ускоpение точки B м(с*с) . . . . . . . . WB
F1 15.000 45.000 75.000 105.000 135.000 165.000
F2 4.000 12.000 17.000 17.000 12.000 4.000
S -0.139 -0.151 -0.174 -0.205 -0.236 -0.255
W1 190.000 190.000 190.000 190.000 190.000 190.000
W2 55.786 41.680 15.584 -15.584 -41.680 -55.786
VAo 11.400 11.400 11.400 11.400 11.400 11.400
VB -2.084 -6.293 -10.108 -11.915 -9.829 -3.817
E1 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
E2 -2595.240 -7538.157-10976.284-10976.284 -7538.157 -2595.241
WAt 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
WAn 2166.000 2166.000 2166.000 2166.000 2166.000 2166.000
WAo 2166.000 2166.000 2166.000 2166.000 2166.000 2166.000
WB -1518.209 -1515.425 -1150.757 -29.553 1547.762 2666.181
F1 195.000 225.000 255.000 285.000 315.000 345.000
F2 -4.000 -12.000 -17.000 -17.000 -12.000 -4.000
S -0.255 -0.236 -0.205 -0.174 -0.151 -0.139
W2 -55.786 -41.680 -15.584 15.584 41.680 55.786
VB 3.817 9.829 11.915 10.108 6.293 2.084
E2 2595.238 7538.154 10976.283 10976.286 7538.163 2595.247
WB 2666.181 1547.763 -29.551 -1150.756 -1515.424 -1518.209
Ведущее звено для этой гpуппы . . . . . . . . . . . . . . . 1
Дополнительный угол уpавнения связи гpд. . . . . . . . . . 180
E2 2595.240 7538.159 10976.284 10976.284 7538.154 2595.238
WB 2666.181 1547.761 -29.553 -1150.757 -1515.425 -1518.209
F1 375.000 405.000 435.000 465.000 495.000 525.000
E2 -2595.241 -7538.157-10976.284-10976.285 -7538.160 -2595.244
WB -1518.209 -1515.425 -1150.757 -29.553 1547.761 2666.181
2.4.ПЛАНЫ СКОРОСТЕЙ И УСКОРЕНИЙ
Планы скоростей и ускорений строятся на свободном месте 1-го листа для двух расчетных положений механизма в соответствующем масштабе.
Для построения планов скоростей и ускорений необходимо предварительно определить кинематические зависимости для двух групп Ассура и вычислить их величины:
для первой присоединенной группы
для второй присоединенной группы
Расчеты для положения φ1=1050
- масштабный коэффициент скорости;
; (Ра2) =mv=114015=76 мм;
) (b3b0) =7943 мм =11916 мс
) AS2AB=(as2)(ab); (as2)=7199 мм VS2=7659·015=11488 мс
) (d5d0)=6739 мм; мс;
) ES4ED=(es4)(ed); (es4)=7199 мм VS4=7244·015=10866 мс
Расчеты для положения jII =2550
) ; (Ра2) =mv=114015=76 мм;
) AS2AB=(as2)(ab); (as2)= 7199 мм VS2=7659·015=11488 мс
) ES4ED=(es4)(ed); (es4)=6773мм VS4=7244·015 = 10866 мс
Построение плана скоростей.
Из полюса Р векторов откладываем в масштабе вектор перпендикулярно звену АО1 в сторону вращения w1. От вектора откладываем прямую перпендикулярную второму звену (в разные направления неизвестной длины). Из полюса Р откладываем вектор скорости параллельно направляющим до пересечения с прямой в результате мы находим длину вектора . Длину вектора скорости точки S находим из соотношения AS2AB=(as2)(ab). Построение плана скоростей для второй присоединенной группы Ассура проводится анологично.
для второй присоединенной группы
Расчеты ускорений для положения φ1=1050:
- масштабный коэффициент ускорения;
(pа2) =(pа4) =mа =216630 =722 мм;
мс2; n2=480830 = 16 мм;
) (b3b0)=0985 мм; мс2;
) AS2AB=(as2)(ab); (as2)=2536 мм S2=4684·30 = 14052 мс
мс2; n4=480830 = 16 мм;
) (d5d0)= 3836 мм; мс2;
) ES4ED=(es4)(ed); (es4)=2536 мм S4=52076·30 = 156228 мс
Расчеты для положения j II =2550
) мс2; (pа2) =(pа4) =mа =216630 =722 мм;
) AS2AB=(as2)(ab); (as2)=2536 мм S2=4684·30=14052 мс
) (d5d0)= 1268 мм; мс2;
) ES4ED=(es4)(ed); (es4)=2536 мм S4=60304·20=120608 мс
Построение плана ускорений.
Из полюса p векторов ускорений откладываем вектор ускорения точки А2 – параллельно звену АО1 к центру вращения. Из конца откладываем нормальное ускорение параллельно второму звену в сторону точки А.
Из конца вектора откладываем тангенциальное ускорение перпендикулярное второму звену (неизвестной длины). Из полюса p откладываем ускорение точки В параллельно выходному звену до пересечения с вышеуказанной прямой находим длину вектора скорости точки В. Длину вектора ускорения точки S находим из соотношения AS2AB=(as2)(ab). Построение плана скоростей для второй присоединенной группы Ассура проводится анологично.
Вывод: Механизм спроектированного компрессора является работоспособным. Это доказывается следующим:
Диаграммы скорости и перемещения – плавные кривые линии без разрывов и скачков.
Анализируя диаграммы мы видим что точки перегиба функций соответствуют max и min производной от этой функции а производная от max и min функции равны нулю. Это значит что все расчеты выполнены правильно.
Для всех двенадцати положений механизма его заклинивание не произойдет потому что как видно из кинематической схемы представленной на первом листе механизм делает полный оборот и заклинивания при этом не происходит.
Планы скоростей и ускорений построены правильно что доказывается равенством величин полученных аналитическим и графическим методами.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
Использование вычислительной техники при проектировании механизмов и машин создает условия когда потребности в графических методах интегрирования и дифференцирования не являются необходимыми в инженерных расчетах.
1. ЗАКОН ДВИЖЕНИЯ ТОЛКАТЕЛЯ
Из условия технологического процесса определяются необходимая величина хода и фазовые углы движения толкателя. Функция перемещения толкателя от углового перемещения кулачка обычно выбирается в виде диаграммы изменения второй производной перемещения по углу поворота кулачка в зависимости от угла поворота кулачка φ.
Этот параметр пропорционален ускорению толкателя. Отсутствие разрывов на этой диаграмме обеспечивает безударность при возникновении инерционной нагрузки передаваемой толкателем кулачку. Нарушение непрерывности приводит к возникновению ударных инерционных нагрузок.
Для толкателя имеющего вращательное движение зависимости параметров закона движения толкателя от угла поворота кулачка можно представить в виде:
Множители k k' к" в правых частях выражений являются функциями угла поворота кулачка. Для целей курсового проектирования достаточно определить значение этих функций в ограниченном количестве точек - 9 точках внутри каждого фазового угла.
Таблица 2.1.Значения коэффициентов k k' k" параметров закона движения толкателя типа «Д»
Таблица 2.2.Значения кинематичеcких параметров толкателя имеющего вращательное движение для угла удаления jу и угла возвращения jв.
Таблица 2.3. Дополнительные вычисления для построения диаграммы.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИНИМАЛЬНОГО РАДИУСА КУЛАЧКА
При выборе минимального радиуса кулачка должно обеспечиваться выполнение условия: на сопрягаемые поверхности башмака толкателя и кулачка накладывается условие обеспечения их контакта только по одной прямой линии что обеспечивает точное копирование поверхности кулачка башмаком толкателя.
При выполнении условия определяют минимальный радиус теоретического профиля кулачка. Таким образом вначале исключают влияние радиуса ролика на профиль кулачка.
Система координат криволинейная. Линии образующие координатную сетку- прямые лучи исходящие из точки О2 на оси вращения коромысла толкателя и дуги окружности описываемые точками расположенными на этом коромысле. Главные ее координатные оси: прямая совпадающая с отрезками межосевого расстояния кулачка и толкателя О1О2 и траектории центра ролика - дуги окружности с радиусом равным длине коромысла толкателя .
Положение оси ролика толкателя на координатрой оси перемещений обычно определяется как точка пересечения луча проведенного из точки О2 под углом 0 к линии межосевого расстояния О1О2.
Если из каждой точки диаграммы зависимости S-S0 от dSdφ провести лучи составляющие с радиальными лучами координатной сетки угол γmin=500то область расположенная ниже всех лучей(заштрихованная область) определяет место возможных положений оси вращения кулачка. Если межосевое расстояние О1О2задано то внутри заштрихованной области проводится дуга из точки О2 радиусом которая и является геометрическим местом точек расположения оси вращения кулачка. Положение оси вращения кулачка сразу определяет три параметра – межосевое расстояние кулачка и толкателя L=190 мм минимальный радиус кулачка rmin= 200 мм и минимальный угол поворота толкателя от линии межосевого расстояния кулачка и толкателя 0.
3. ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЯ КУЛАЧКА
Произвольно выбираем точку О1 и проводим окружность радиусом L=270мм.На этой окружности откладываем фазовые углы делим каждый угол на 8 равных частей проводим окружности радиусы которых берем с диаграммы . На этих окружностях делаем засечки начиная с φу радиусом . Соединим эти засечки получим теоретический профиль кулачка.
После построения теоретического профиля необходимо выбрать радиус толкателя. Он определяется соотношениями
где -радиус кривизны наиболее искривленной части теоретического профиля кулачка.
r0 04× 200=80 мм Принимаем r0= 50 мм
Радиусом r0=50 мм на теоретический профиль делаем насечки по всему его профилю. Соединив их получим действительный профиль кулачка.
В результате определения действительного профиля кулачкового механизма с вращательно движущимся толкателем и башмаком в виде ролика было определено:
Минимальный радиус кулачка: Rmin=150 мм
Диаметр ролика: Dр=100 мм
Максимальный радиус кулачка: Rmax= 204 мм
Вывод: Кулачковый механизм спроектирован правильно т.е. он работоспособен. Правильность расчётов подтверждается графиком аналога ускорений. Полученный график ускорений соответствует типовому закону движения толкателя типа «Д» а также графикам относительного перемещения аналога скорости и аналога ускорения. Т.е. где у функции перемещения наблюдаются экстремумы на графике аналога скорости кривая проходит через ось абсцисс. В точках где график перемещения имеет перегиб график аналога скорости имеет экстремумы. В работе кулачка два «мягких» удара.
РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРЯМОЗУБЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЭВОЛЬВЕНТНЫХ КОЛЕС ПО ГОСТ 16532-70
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА
По результатам кинематического и прочностного расчета определяются число зубьев: шестерни (меньшего колеса ) z1=9 зубчатого колеса z2=10 и модуль зацепления m=14 мм.
Номинальный контур по ГОСТ 13755-81 имеет следующие параметры: угол профиля α = 20°коэффициент высоты головки зуба hа* = 1 коэффициент радиального зазора с = 025.
Коэффициенты смещения у шестерни x1 = 0560 и у колеса x2 = 0516 обеспечивающие наименьшее истирание профилей зубьев.
2.РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
Угол зацепления αw определяется решением трансцендентного уравнения:
Межосевое расстояние αw
Делительный диаметр шестерни d1
Делительный диаметр зубчатого колеса d2
Передаточное число u
Начальный диаметр шестерни dw1
Начальный диаметр колеса dw2
Коэффициент воспринимаемого смещения у
Коэффициент уравнительного смещения y
х = х1 + х2 – коэффициент суммы смещений
Диаметр вершин зубьев шестерни da1
da1=d1+2(hа*+x1-y)·m
Диаметр вершин зубьев колеса da2
da2=d2+2(hа*+x2-y)·m
Диаметр впадин шестерни df1
df1= d1+2(hа*+c*-x1)·m
Диаметр впадин колеса df2
df2= d2+2(hа*+c*-x2)·m
Основной диаметр шестерни db1
db1= d1cosα= dw1cosαw
Основной диаметр колеса db2
db2= d2cosα= dw2cosαw
3. ПРОВЕРКА КАЧЕСТВА ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПО ГЕОМЕТРИЧЕСКИМ ПОКАЗАТЕЛЯМ
Коэффициент перекрытия α определяется выражением
Удельное скольжение в нижней контактной точке профиля зуба шестерни Vр1 определяется формулой
Удельное скольжение в нижней контактной точке профиля зуба колеса Vр2 определяется формулой
Вычисления по вышеприведенным формулам представлены в таблице 3.1 (стр. 22) рассчитанные на компьютере.
4. ПОСТРОЕНИЕ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПАРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Построение зацепления пары зубчатых колес производим на листе формата А2 в натуральном масштабе. Линию межосевого расстояния колес проводим вертикально по середине листа. На этой линии откладываем центры колес О1 и О2. Из каждого центра колеса на листе и одновременно на модели колеса проводим все окружности диаметры которых были вычислены ранее.
Контрольная проверка - начальные окружности колес должны касаться в точке лежащей на линии межосевого расстояния колес в полюсе зацепления W.
Через полюс зацепления W проводим две прямые - две ветви линии зацепления под углом зацепления aw к перпендикуляру проведенному к линии межосевого расстояния. Контрольная проверка - обе ветви линии зацепления должны касаться обеих основных окружностей.
Построение профилей колеса и шестерни производиться в компьютерной программе «Компас 3D V-9»
Положение одного колеса произвольное. Положение другого колеса должно обеспечивать точечный контакт профилей зубьев.
Контрольная проверка - все точки контакта профилей зубьев должны находиться на линии зацепления. Боковой зазор должен отсутствовать а радиальный зазор равен 025m.
На чертеже выделяем рабочие поверхности профилей зубьев эквидистантной к профилю зуба линией. Нижняя граница рабочей поверхности профиля зуба Р определяем дугой окружности проведенной из центра колеса через точку
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по ТММ. ТРЕТИЙ ЛИСТ
Модуль зацепления мм. . . . . . . . . . . . . . M = 14.000
Число зубьев шестеpни (малого колеса). . . . . .Z1 = 9.000
Число зубьев колеса. . . . . . . . . . . . . . .Z2 = 10.000
Коэффициент смещения шестеpни. . . . . . . . . .X1 = 0.560
Коэффициент смещения колеса. . . . . . . . . . .X2 = 0.516
Угол зацепления гpд . . . . . . . . . . . .ALPHAw = 30.400
Угол пpофиля гpд. . . . . . . . . . . . . . ALPHA = 20.000
Коэффициент высоты головки зуба. . . . . . . . ha* = 1.000
Коэффициент pадиального зазоpа . . . . . . . . . c = 0.250
Межосевое pасстояние мм. . . . . . . . . . . . A = 133.000
Межосевое pасстояние мм. . . . . . . . . . . .Aw = 144.901
Делительный диаметp шестеpни мм . . . . . . .D1 = 126.000
Делительный диаметp колеса мм . . . . . . . .D2 = 140.000
Пеpедаточное отношение. . . . . . . . . . . . . U = 1.111
Начальный диаметp шестеpни мм . . . . . . . Dw1 = 137.275
Начальный диаметp колеса мм . . . . . . . . Dw2 = 152.527
Коэффициент вопpинимаемого смещения. . . . . . Y = 0.850
Коэффициент уpавнительного смещения. . . .DELTAy = 0.226
Диаметp веpшин зубьев шестеpни мм. . . . . Da1 = 163.354
Диаметp веpшин зубьев колеса мм. . . . . . Da2 = 176.122
Диаметp впадин зубьев шестеpни мм. . . . . Df1 = 106.680
Диаметp впадин зубьев колеса мм. . . . . . Df2 = 119.448
Основной диаметp шестеpни мм. . . . . . . . Db1 = 118.401
Основной диаметp колеса мм. . . . . . . . . Db2 = 131.557
Коэффициент пеpекpытия. . . . . . . . . . .Ealpha = 1.004
Удельное скольжение в нижней контактной
точке пpофиля зуба шестеpни. . . . . . . . . . Vp1 = -2.566
точке пpофиля зуба колеса. . . . . . . . . . . Vp2 = -4.210
Угол пpофиля в веpшине зуба шестеpнигpд . ALPHAa1 = 43.547
Угол пpофиля в веpшине зуба колеса гpд. . ALPHAa2 = 41.672
пересечения линии зацепления с окружностью вершин зубьев сопряженного колеса.
В верхнем углу листа изображаем таблицу параметров зацепления по ГОСТ 2.403-75.
На чертеже проставляем все вычисленные размеры.
Профили зубьев колес и рабочую часть линии зацепления обводим сплошными основными линиями. Окружности диаметры которых были вычислены и линии зацепления (кроме рабочей части) проводим сплошными тонкими линиями.
Вывод: Данное зубчатое зацепление будет работать без ударов т. к. α = 1004 условие перекрытия выполняется а коэффициент перекрытия учитывает непрерывность и плавность (хода) работы.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТА ИНЕРЦИИ МАХОВИКА ПО МЕТОДУ Н.И.МЕРЦАЛОВА
1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ МЕХАНИЗМА
Момент инерции маховика определяется из условия обеспечения заданного коэффициента неравномерности хода машины .
По методу Н.И.Мерцалова момент инерции маховика определяют по разности максимальной и минимальной кинетической энергии маховика
где м- средняя угловая скорость звена на котором установлен маховик (как правило маховик устанавливают на ведущем или самом быстроходном звене в целях уменьшения его размеров).
Для сокращения объема вычислений пренебрегаем силам тяжести когда это обосновано их малостью по сравнению с технологическими силами а в первом приближении и силами трения в кинематических парах механизма.
Для возможности определения Мсj необходимо чтобы кинематическое исследование было проведено также для n равноотстоящих положений ведущего звена механизма.
Примем за начальное положение цикла движения машины 12-е положение механизма тогда работа движущих сил за один оборот ведущего звена будет равна
Рассмотрим размещение масс компрессора для которого известны массы звеньев: m2=61 кг; m3=15 кг
Известно также расположение центра масс 2-го и 4-го звена S2(S4) а массы остальных звеньев размещены равномерно по их длине.
Размещение масс производится в следующем порядке:
) Размещение масс по точкам звеньев
Первое звено.первого звена не задана следовательно ею можно пренебречь.
Второе звено.шатуна 2 (4) размещается в точки А и В (E и D).
Третье звено. Массу ползуна 3 (5) полагаем размещённой в точке В (D) так как это звено движется поступательно и скорости и ускорения всех его точек равны между собой.
) Размещение масс по точкам механизма.
Если маховик установить на ведущем звене механизма то используя формулу и учитывая что масса в точке А играет роль маховика получим выражение для определения момента инерции маховика:
где - момент инерции муфты сцепления (если она имеется).
В связи с тем что Еп в выражении (определяется с учетом постоянства угловой скорости ведущего звена (1=const) а на самом деле угловая скорость изменяется от 1min 1max метод Н.И.Мерцалова не является точным но вследствии малости ошибки вполне пригоден для практических расчетов.
Из результатов вычислений можно определить и среднюю мощность сил полезного сопротивления за цикл установившегося движения машины без учета сил трения.
Результаты расчетов выполненные на компьютере приведены в таблице 4.1(стр.26)
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по ТММ. ЧЕТВЕРТЫЙ ЛИСТ
Массаpазмещенная в точке B кг . . . . . . . . . . . . MB = 3.6350
Массаpазмещенная в точке C кг . . . . . . . . . . . . MC = 0.0000
Массаpазмещенная в точке D кг . . . . . . . . . . . . MD = 3.6350
Сила полезного сопpотивления Н . . . . . . . . . . . . Pc = 1800.0000
Угловая скоpость ведущего звенаpадс . . . . . . . . . W1 = 190.0000
Коэффициент неpавномеpности хода. . . . . . . . . . .Delta = 0.0125
Скоpость точки B мс . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vb
Скоpость точки C мс . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vc
Скоpость точки D мс . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vd
Сумма пpоекций скоpостей на вектоp Рс мс . . . . . . . SпpV
Vb -2.0840 -6.2930 -10.1080 -11.9150 -9.8290 -3.8170
Vc 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000
Vd 3.8170 9.8290 11.9150 10.1080 6.2930 2.0840
SпpV -2.0840 -6.2930 -10.1080 -11.9150 -9.8290 -3.8170
Vb 3.8170 9.8290 11.9150 10.1080 6.2930 2.0840
Vd -2.0840 -6.2930 -10.1080 -11.9150 -9.8290 -3.8170
Момент движущих сил Н*м. . . . . . . . . . . . . . . .Mд = 69.5463
Момент инеpции маховика (оpиентиpовочно) кг*м*м. . . .Iм = 0.9223
Сpедняя мощность сил полезного сопpотивления Вт. . . Nпс =13213.798
Пpиpащение кинетической энеpгии механизма без маховикаДж DEп
Пpиведенный момент сил сопpотивления Н*м . . . . . . . . Mc
Работа сил сопpотивления Дж. . . . . . . . . . . . . . . Ac
Пpиpащение кинетической энеpгии механизма Дж . . . . . . DE
Пpиpащение кинетической энеpгии маховика Дж . . . . . . DEм
DEп 34.3736 247.5637 443.7224 443.7224 247.5637 34.3736
Mc 19.7432 59.6179 95.7600 112.8789 93.1168 36.1611
Ac 14.6357 35.4124 76.0902 130.7117 184.6413 218.4862
DE 21.7787 37.4164 33.1529 14.9457 -2.5695 -0.0000
DEм -12.5949 -210.1473 -410.5695 -428.7767 -250.1332 -34.3736
Ac 233.1219 253.8985 294.5764 349.1979 403.1275 436.9724
2. ПОСТРОЕНИЕ ДИАГРАММ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ МЕХАНИЗМА
По результатам вычислений на листе формата А2 в масштабе строятся диаграммы Мс(φ) Мд(φ) Ас(φ) Ад(φ)Е (φ) Ем (φ) и Еп (φ). Первые две диаграммы Мс (φ) и Мд (φ) строятся в одной системе координат и в одном масштабе. Все остальные диаграммы Ас(φ) Ад (φ) Е(φ)Ем (φ) и Еп (φ) строятся в своем и то же одинаковом масштабе. Причем работы Ас (φ) и Ад(φ) строятся в одной системе координат энергии Е (φ) и Ем (φ) - в другой системе координат а Еп (φ) - в третьей.
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТА ИНЕРЦИИ МАХОВИКА
В связи с тем что mах и min диаграммы Ем (φ) может не совпадать c расчетными точкам ПК не может точно посчитать по формуле (4.15) момент инерции маховика поэтому для точного расчетa используется диаграмма Ем (φ). Тогда формула (4.15) преобразуется к виду:
где (КК1) –расстояние между max и min диаграммы DЕМ(j)
Вывод: Метод Н.И. Мерцалова не является точным для определения момента инерции маховика это связано с тем что ЕП (φ) в выражении определяется с учетом постоянства угловой скорости ведущего звена (1=Const) а на самом деле угловая скорость изменяется от 1min до 1max но вследствии малости ошибки вполне пригоден для практических расчетов.
Курсовое проектирование по ТММ с использованием персонального компьютера типа IBM PC: Учебники И учебные пособия для вузов. Ю.М. Полищук А.С. Путрин В.И.Сычев В.Е.Табаков Э.А.Цибарт.- Оренбург. Издательский центр ОГАУ. 1997 - 83 с.
Теория механизмов и машин: Учебник для втузов К.В. Королев С.А Попов и др.: Под ред. К.В. Фролова.- М.: Высш. школа. 1987. – 496 с.
Курсовое проектирование по Теории механизмов и машин. Кореняко А.С. и др.: Под ред. А.С. Кореняко.-Мн.: Высш. Школа. 1970. – 332 с
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов 4-е издание . пераб. И доп.- М.: Наука. Гл. ред. Физ.- мат.1988. – 640 с.
ГОСТ 532-70. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии.
ГОСТ 2403-75. ЕСКД. Правила выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес.
Лекции по теории механизмов и машин 2009г.