Синтез кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем

Лист3.cdw

Кинематический анализ
Планы положений механизма
План ускорения для 0 положения

содержаннние.doc

Синтез кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем
2.Структурный анализ механизма
4. Определение минимального радиуса кулачка
5. Построение профиля кулачка
6.Строим диаграмму углов давления
Синтез эвольвентной зубчатой передачи
1. Анализ исходных данных
2. Геометрический расчёт эвольвентной зубчатой передачи
3. Построение графика удельного скольжения
4. Построение графика удельного давления
Синтез планетарного редуктора
1 Требуемое передаточное число планетарного механизма
2 Считаем числа зубьев колес
3 Считаем количество сателлитов
4 Определяем диаметры начальных окружностей колёс
5 Проверка передаточного отношения
6 Считаем угловые скорости зубчатых колес
Кинематическое исследование рычажного механизма
1. Структурный анализ рычажного механизма
2. Построение планов положений механизма
3. Построение планов скоростей
Динамическое исследование рычажного механизма
1 Определение приведенных моментов сил движущих
2 Определение приведённого момента инерции звеньев рычажного
3. Определение действительной угловой скорости ведущего звена в 12-ти положениях (без маховика)
4. Определение действительной угловой скорости ведущего звена в 12-ти положениях (с маховиком)
5. Определим фактическую неравномерность хода
6. Построение плана ускорений в положении 0
7. Построение плана ускорений в положении 2
Силовой расчёт рычажного механизма
1. Силовой расчёт группы Ассура ВВП
2. Силовой расчёт группы ведущего звена
3. Проверка с помощью рычага Жуковского
Определение мгновенного к. п. д. рычажного механизма

Лист2.cdw

Графики движения толкателя
Определение минимального радиуса кулачка
Профилирование кулачка
Диаграмма углов давления

Лист4.cdw

Изменение кинетической энергии
График приведенных моментов
Угловая скорость кривошипа
Угловое ускорение кривошипа
Приведенный момент инерции звеньев

Лист1.cdw

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
Толщины зубьев по окружностям
Толщины зубьев по делительным
График удельного скольжения
Числа зубьев и угловые скорости
вращения колёс зубчатого механизма
Картина угловых скоростей
Картина линейных скоростей
Кинематическая схема планетарного редуктора
Профиль зубчатого зацепления
Таблица основных параметров рядной ступени

задание.doc

Проектирование и исследование механизмов колёсного трактора
Трактор - тягово-транспортное средство для перемещения и приведения в действие сцепленных с ним или установленных на нем машин орудий для привода стационарных машин а также для буксировки прицепов. В сельском хозяйстве кроме тракторов общего назначения применяют пропашные садово-огороднгые болотные горные и другие специализированные тракторы.
До 60 % общего выпуска составляют колесные тракторы. По сравнению с тракторами других видов они имеют малую массу просты в устройстве и эксплуатации хорошо приспособлены к работе с навесными машинами. На тракторах устанавливают в основном дизели и реже карбюраторные двигатели внутреннего сгорания.
На рисунке 1а представлен V- образный кривошипно-ползунный механизм карбюраторного двигателя внутреннего сгорания служащий для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение кривошипа (коленчатого вала). Динамический цикл равен двум оборотам коленчатого вала. Этот двигатель многоцилиндровый но в целях упрощения расчетов и ввиду их полной аналогии для каждого цилиндра все расчеты следует проводить только для двух цилиндров; при этом маховик получится несколько завышенной массы.
Указания. За начало отсчета следует принять то положение механизма при котором ползун 3 (поршень) находится в нижней мертвой точке. Кинематические диаграммы построить для ползуна 3. Центры масс звеньев 1 2 4 расположить соответственно в точках S1 S2 S4 а звеньев 3 и 5- в точках В и С. Положения точек S2 и S4 найти из условия lAS2=lAS4=lAB.
Для построения индикаторной диаграммы использовать данные таблиц 2 и 3.
При построении индикаторной диаграммы работы двигателя давление впуска и выпуска принять равным атмосферному т.е. pатм=0098МПа. Массу кривошипа принять m1=16 кг. Геометрический расчет эвольвентного зацепления произвести для зубчатых колес 4 и 5 приняв их модуль m=5мм.
Рис. 1. Механизмы колесного трактора
Табл. 1. Исходные данные.
Размеры звеньев рычажного механизма м
Частота вращения коленчатого вала
Номера положений механизма для построения планов ускорения
Максимальное индикаторное давление МПа
Диаметры цилиндров м
Массы шатунов 2 и 4 кг
Массы поршней 3 и 5 кг
Моменты инерции шатунов относительно осей проходящих через центры масс кг·м2
Номера положений механизма для силового расчета
Коэффициент неравномерности движения механизма
Числа зубьев колес 4 и 5
Передаточное отношение планетарного редуктора
Максимальный ход толкателя в кулачковом механизме мм
Фазовые углы поворота кулачка град
Допускаемый угол давления в кулачковом механизме град
Табл. 2. Данные для построения индикаторной диаграммы (зависимости давления газа в цилиндре от перемещения поршня).
Табл. 3. Циклограмма двигателя.
Синтез рычажного механизма.
Кинематическое исследование рычажного механизма (Лист 1).
Синтез многозвенного зубчатого механизма.
Исследование зубчатого механизма (Лист 2).
Синтез кулачкового механизма (Лист 3).
Динамическое исследование рычажного механизма (Лист 4).
Силовое исследование рычажного механизма (Лист 5).
Представить 4-5 чертежей формата А1 (594×841) и пояснительную записку.

расчёт.doc

1 Синтез кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем
Ход толкателя кулачкового механизма Smax=12 мм
Фазовые углы поворота кулачка град jу =jв =75° jд.с.=40°
Допускаемый угол давления в кулачковом механизме град gДоп=30
Число оборотов кулачкового (распределительного) вала при номинальной нагрузке двигателя:
2.Структурный анализ механизма
Число степеней подвижности механизма (по формуле Чебышева).
Ролик - пассивное звено дает избыточную свободу ставится для уменьшения трения.
Число подвижных звеньев: n=2.
Число кинематических пар V-го класса: p5=2.
Число кинематических пар IV-го класса: p4=1.
Число степеней подвижности механизма (по формуле Чебышева):
3. Определение закона движения выпускного клапана.
Изменение аналога ускорения осуществляется по косинусоидальному закону как на фазе удаления так и на фазе возврата.
Кулачковый механизм нереверсивный кулачок вращается против часовой стрелки с частотой вращения nk=2000обмин.
Рисунок 1 - Закон изменения аналога ускорения выпускного клапана
Рисунок 2 - Закон изменения аналога скорости выпускного клапана
Рисунок 3 - Закон движения выпускного клапана
Строим закон изменения аналога ускорения выпускного клапана. Масштабный коэффициент угла поворота кулачка равен:
По заданному закону изменения аналога ускорения выпускного клапана методом графического интегрирования определяем закон изменения аналога скорости выпускного клапана а интегрируя (графически) последний определим закон движения выпускного клапана.
Ход клапана равен поэтому масштабный коэффициент закона движения выпускного клапана равен:
Масштабный коэффициент закона изменения аналога скорости выпускного клапана
Масштабный коэффициент закона изменения аналога ускорения выпускного клапана
4 Определение минимального радиуса кулачка.
Рис. 5. Определение минимального радиуса кулачка.
По найденным значениям перемещений и аналогов скоростей клапана строим график зависимости (S).
Механизм газораспределения ДВС — нереверсивный механизм поэтому углы давления будем рассматривать только на фазе подъёма толкателя. Из условия выполнения равенства определяем минимальный радиус профиля кулачка: . Ось клапана должна быть расположена эксцентрично относительно оси вращения распределительного вала с эксцентриситетом .
5. Построение профиля кулачка.
По полученным выше данным строим траекторию относительного движения центра A ролика относительно кулачка. Минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка:
Принимаем радиус ролика толкателя . Строим конструктивный профиль кулачка.
Рис. 6. Профили кулачка (центровой и конструктивный)
6.Строим диаграмму углов давления.
Рис. 7. Диаграмма углов давления
Синтез эвольвентной зубчатой передачи
1. Анализ исходных данных.
Модуль зубчатых колёс: .
Угол наклона зубьев: .
Ориентировочное межосевое расстояние:
2. Геометрический расчёт эвольвентной зубчатой передачи.
Наименьший коэффициент смещения на меньшем колесе обеспечивающий отсутствие подреза:
Коэффициент изменения межцентрового расстояния:
Угол зацепления корригированной передачи:
Необходимый коэффициент суммарного смещения на оба колеса:
Принимаем: тогда коэффициент смещения на большем колесе:
Коэффициент уменьшения высоты зубьев:
Диаметры окружностей:
Угловой шаг зубьев шестерни:
Угловой шаг зубьев колеса:
Шаги по хордам делительных окружностей колес:
Толщины зубьев по делительным окружностям колёс:
Угловые толщины зубьев по делительным окружностям:
Толщины зубьев по хордам делительных окружностей:
Угол давления на окружности вершин меньшего колеса:
Угол давления на окружности вершин большего колеса:
Проверка зуба на заострение:
Значит условие отсутствия заострения выполняется.
Здесь условие отсутствия заострения также выполняется.
Коэффициент перекрытия зубчатой передачи:
3. Построение графика удельного скольжения.
График строим в системе λOxk в которой ось ординат проводим как продолжение линии O1N1 а ось абсцисс — параллельно линии зацепления N1N2. Обозначим абсциссу произвольной точки K на линии зацепления через xk. Тогда удельные скольжения будут равны
Определив значения λ1 и λ2 строим их графики. При ; при .
Рис. 8. График удельного скольжения
4. Построение графика удельного давления.
Определив значения строим его график. При и .
Рис. 9. График удельного давления.
Синтез планетарного редуктора
Планетарные редукторы являясь передаточными механизмами соединены последовательно с двигателем и рабочей машиной и служат для изменения частоты вращения и крутящего момента двигателя. Планетарные редукторы как правило проектируются соосными и многосателитными что обеспечивает разгрузку центральных валов механизма от усилий. Такие конструкции компактны и удобны в сборке бесшумны и надежны в работе. Основное преимущество планетарных редукторов заключается в том что они позволяют осуществлять большое передаточное число (отношение) при меньших чем у рядных механизмов габаритах и обладают достаточно высоким к.п.д.
1 Требуемое передаточное число планетарного механизма
2 Считаем числа зубьев колес
Предположим что z3=85 тогда
3 Считаем количество сателлитов
Так как получилось целое число то условие сборки выполняется.
Примем z4=12 тогда z5=18×12=22.
4 Определяем диаметры начальных окружностей колёс.
Вычерчиваем схему редуктора приняв диаметры начальных окружностей колёс 1 и 2
на основании геометрического расчёта. Масштабом построения зададимся из условия размещения схемы на листе
Далее строим картину линейных скоростей и картину угловых скоростей приняв масштабные коэффициенты соответственно:
5 Проверка передаточного отношения
Полученная погрешность меньше 5% зубья подобраны правильно.
Рис. 10. Схема планетарного редуктора картина линейных скоростей картина угловых скоростей
Число подвижных звеньев: n=4.
Число кинематических пар V-го класса: p5=4.
Число кинематических пар IV-го класса: p4=3.
6 Угловые скорости зубчатых колес:
Кинематическое исследование рычажного механизма
1 Структурный анализ рычажного механизма.
Данный рычажный механизм (кривошипно-ползунный механизм) предназначен для преобразования вращательного движения кривошипа в вращательно-поступательное движение поршня.
Состоит из кривошипа 1 шатунов 2 и 4 поршней 3 и 5
Число подвижных звеньев: n=5.
Число кинематических пар V-го класса: p5=6.
Число кинематических пар IV-го класса: p4=0.
Число подвижных звеньев: n=3.
Число подвижных звеньев: n=1.
Число кинематических пар V-го класса: p5=1.
2. Построение планов положений механизма.
Принимаем масштабный коэффициент для построения планов положения
Строим схему механизма в 12 положениях.
3. Построение планов скоростей.
Скорость точки А определяем по формуле:
Вектор полученной скорости перпендикулярен кривошипу и направлен в сторону его вращения. По теореме о сложении скоростей скорость точки В равна: Скорость точки С определяем по подобию скорости В.
Строим планы скоростей для 12 положений механизма приняв масштабный коэффициент:
pVa =50мм- длина отрезка изображающего вектор VA.
Вычисленные значения сведем в таблицу №4
Используя масштабный коэффициент мы можем получить скорость точки в любом положении механизма.
Используя данные таблиц №2 и 3 строим индикаторную диаграмму двигателя используя масштабный коэффициент:
Динамическое исследование рычажного механизма
1 Определение приведенных моментов сил движущих.
Изобразим все силы действующие на механизм повернутые на 90° к плечам а именно давления в цилиндрах В и С силы веса 2 3 4 5 звеньев.
Определяем Мi используя уравнения:
Определяем для всех 24 положений механизма.
Определяем приведенные моменты Мпрi используя уравнение:
где pVa= 50мм- длина отрезка изображающего вектор
lOA= 0.15м- длина шатуна.
Строим график приведенных моментов рис.11 Мпрi значения которых приведены в таблице №5 используя масштабные коэффициенты:
Вычисленные значения сведем в таблицу №5
Рис. 11. График приведенных моментов
Методом графического интегрирования строим график работ рис. 12. Определяю работу сил сопротивления и с помощью графического дифференцирования переносим ее на график приведенных моментов.
Считаю масштабный коэффициент:
где ОР=40мм- полюсное расстояние.
Рис. 12. График работ.
Строим график изменения кинетической энергии рис 13 применив масштабный коэффициент:
Рис. 13. График изменения кинетической энергии.
2 Определение приведённого момента инерции звеньев рычажного
Вычислим приведённый момент инерции звеньев рычажного механизма для всех 12-ти положений по следующей формуле:
Вычисленные значения сведем в таблицу №6
Строим диаграмму рис. 14 приняв масштабный коэффициент равным:
Рис. 14. Диаграмма приведенных моментов инерции звеньев.
С помощью диаграмм изменения кинетической энергии и приведенных моментов инерции звеньев строим диаграмму так называемую петлю Виттенбауэра рис 15. Соединив все 24 точки получим кривую с помощью которой находим - разность между максимальной и минимальной кинетической энергией.
Рис. 15. Петля Виттенбауэра
Считаем значение минимальной кинетической энергии.
- максимальное значение приведенного момента инерции.
- минимальное значение приведенного момента инерции.
- среднее значение угловойскорости.
3. Определение действительной угловой скорости ведущего звена в 12-ти положениях (без маховика).
Вычисленные значения сведем в таблицу №7
Определим фактическую неравномерность хода:
- Коэффициент неравномерности движения механизма.
Средняя (за цикл) угловая скорость кривошипа:
Необходим момент инерции махового колеса:
4. Определение действительной угловой скорости ведущего звена в 12-ти положениях (с маховиком).
Установим маховик на валу зубчатого колеса z5 . Тогда момент инерции маховика будет равен:
Считаем значение кинетической энергии.
Вычисленные значения сведем в таблицу №8
5. Определим фактическую неравномерность хода:
Необходим момент инерции маховика:
Строим график зависимости угловой скорости кривошипа от его положения рис 15 используя данные таблиц№7 и 8 применив масштабные коэффициенты:
Рис. 15. График зависимости угловой скорости кривошипа от его положения
С помощью метода графического дифференцирования построим график угловых ускорений кривошипа рис. 16 применив масштабные коэффициенты:
Рис. 16. График угловых ускорений кривошипа.
Расчет параметров маховика рис 17.
Принимаем: . Материал — сталь: .
Рис. 17. Эскиз маховика
Считаем масштабные коэффициенты для 12 положений скоростей.
Вычисленные значения сведем в таблицу №4.
6. Построение плана ускорений в положении 0.
Пересчитаем масштабный коэффициент для плана скоростей 0-го положения механизма:
Решим это уравнение графически построив план ускорений. Принимаем масштабный коэффициент плана ускорений равным:
Рис. 18. План ускорения для 0-го положения
7. Построение плана ускорений в положении 2
Рис. 19. Схема механизма
Рис. 20. План ускорения для 2-го положения
Силовой расчёт рычажного механизма
1 Силовой расчёт группы Ассура ВВП.
Разобьём рычажный механизм на структурные группы (группы Ассура).
Рис. 21. Группа Ассура ВВП левого цилиндра с приложенными силами
Рассмотрим структурную группу ВВП следуя принципу Даламбера составим сумму проекций всех сил для этой группы относительно точек А и С.
- Давление в цилиндре во 2 положении.
- Сила инерции 5 звена.
- Сила инерции 4 звена.
- Сила тяжести 5 звена.
- Сила тяжести 4 звена.
- Моменты сил инерции 4 и 5 звеньев.
Векторная сумма всех сил действующих на шатун 4 должна быть равна нулю:
Уравнение будем решать графически построив план сил рис. 22 с учетом масштабного коэффициента:
Слагаемыми и пренебрегаем ввиду их малости.
Рис. 22. План сил для группы Ассура ВВП (АС)
Результаты расчёта (из плана сил):
Рис. 22. Группа Ассура ВВП правого цилиндра с приложенными силами
Рассмотрим структурную группу ВВП следуя принципу Даламбера сос- тавим сумму проекций всех сил для этой группы относительно точек А и В.
- Сила инерции 3 звена.
- Сила инерции 2 звена.
- Сила тяжести 3 звена.
- Сила тяжести 2 звена.
- Моменты сил инерции 2 и 3 звеньев.
Векторная сумма всех сил действующих на шатун 2 должна быть равна нулю:
Уравнение будем решать графически построив план сил рис. 23 с учетом масштабного коэффициента:
Рис. 23. План сил для группы Ассура ВВП (АВ)
2. Силовой расчёт группы ведущего звена.
Приложим к нему все реакции и и уравновешенную силу по углом 20° к линии зацепления колес. Составим уравнение моментов относительно точки О.
Из этого уравнения найдем уравновешенную силу :
Рис. 24. Ведущее звено
3. Проверка с помощью рычага Жуковского.
Запишем уравнение баланса мощностей для повёрнутого на 90° плана скоростей.
Рисунок 26 - Рычаг Жуковского
Из этого уравнения найдем :
Расхождение составляет:
меньше 5% что допустимо.
Определение мгновенного к. п. д. рычажного механизма
Радиусы цапф вращательных кинематических пар примем равными:
Мощность затрачиваемая на трение во вращательной кинематической паре О1:
Общая мощность необходимая для преодоления сил трения во всех кинематических парах:
Приведённый к кривошипу 1 момент сил трения:
Мгновенный к. п. д. рычажного механизма:
В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:
Спроектировал планетарный редуктор с трехвенцовыми цилиндрическими саттелитами с передаточным числом и с числами зубьев:
Спроектирована прямозубая цилиндрическая эвольвентная неравносмещенная передача с модулем m=5 коэффициентом смещения и коэффициентом перекрытия .
Спроектировал кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем при заданном законе движения выходного звена.
Спроектировал рычажный механизм определен закон движения звена приведения для 2-го положения механизма проведен силовой расчет определены реакции в кинематических парах.
Подсчитан к. п. д. рычажного механизма.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. – М.: Наука 1988.
Методические разработки по выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин под редакцией Н.С. Гужвенко 1986.
Левитский Н.И. Теория механизмов и машин. М.:Наука1979.
Фролов К.В. Попов С.А. и др. Курс теории механизмов и машин. М.: Высшая школа 1985.

Лист5.cdw

План сил групп Ассура ВВП (АС)
План ускорения для положения 2
План сил групп Ассура ВВП (АB)
Группа Ассура ВВП (AC)
Группа Ассура ВВП (AB)
План сил ведущего звена