Исследование рычажного механизма

Reshala (2).cdw

Кинематическая схема
механизма в 12 положениях
Исследование рычажного
Индикаторная диаграмма
Схемы группа звеньев 4
Схемы группа звеньев 2

Kursovaya_rabota_reshaly (1).docx

Министерство транспорта Российской Федерации Федеральное агентство железнодорожного транспорта Федеральное Государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
«Дальневосточный государственный
Университет путей сообщения»
Кафедра: «Транспортно-технологические комплексы»
По дисциплине «Теория механизмов и машин»
На тему «Исследование рычажного механизма»
Структурный анализ рычажного механизма4
Кинематическое исследование рычажного механизма7
Кинетостатический расчёт рычажного механизма12
1 Определение нагрузок12
2 Расчёт группы звеньев 4-513
3 Расчет группы звеньев 2-314
4 Расчет входного звена15
Двигатель трактора преобразует химическую энергию сгорания жидкого топлива в механическую ратататата энергию вращения коленчатого вала момент вращения которого преобразовываясь тяговой передачей передается на вращающуюся заднюю ось. Основной частью двигателя является кривошипно-шатунный механизм.
Кривошипно-шатунный механизм служит для преобразования возвратно-поступательного движения поршней во вращение коленчатого вала. Воспринимает силу давления газов нагревшихся при сгорании топливовоздушной смеси и преобразует возвратно-поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала.
Принцип действия: Поршень на фонкерских движениях под действием давления газов совершает поступательное движение в сторону коленчатого вала. С помощью кинематических сил «поршень-шатун» и «шатун-вал» поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала
Объектом исследования данного курсового проекта является рычажной механизм двигателя трактора.
Для реализации целей курсового проекта были решены следующие задачи:
- проведен разносторонний анализ рычажного механизма;
- начерчены соответствующие заданию планы скоростей и ускорений;
- произведён силовой расчет в заданном положении.
Работа состоит из введения пояснительной записки и чертежа.
Структурный анализ рычажного механизма
) Определение степени подвижности механизма.
Рисунок - 1.1 Схема рычажного механизма: 1- кривошип
- шатуны 35- ползуны
Определяем степень подвижности по формуле Чебышева:
n- число подвижных звеньев
P1- число кинематических пар 1-го класса
P2- число кинематических пар 2-го класса
) Рассмотрим разбиение на группы Ассура
n-число подвижных звеньев; n=5
P-число кинематических пар; .
) Разбиваем механизм на группы Ассура
Рисунок - 1.2 Основной механизм Ассура
n-число подвижных звеньев; n=1
Рисунок - 1.3 Группа Ассура
n-число подвижных звеньев; n=2
Механизм второго класса второго порядка.
Рисунок - 1.4 Группа Ассура
) Проворачивание механизма на чертеже.
Определим масштабный коэффициент как отношение реальной длины звена к длине отрезка на чертеже в мм. Пусть на чертеже ОА=70 мм из условия задания =0070 м.
Построим окружность радиусом ОА=70 мм с центром в точке О на пересечении осей. Разобьем окружность на 12 секторов. При разбиение окружности получили 12 точек А1А2 А12. Теперь возможно выполнить построение 12 положений. Т.к. из условия АВ=DС=270 мм построим точки С1 С12 и B1 B12 отлежащие от точек А1А2 А12 с соответствующими индексами на расстояние 270 мм на осях шатунов.
Центры масс AS2= СS4=AB3=CD3.
Кинематическое исследование рычажного механизма
Определение угловой скорости
VA= 1·LOA=1884·0070 = 1319 мс.
Зададимся отрезком ρа = 65 мм
V=VA ρа= 131965 = 02 м(с*мм).
Построение плана скоростей.
)Выбираем произвольный полюс р.
)Определяем направление скорости ведущего звена.
Она направлена перпендикулярно кривошипу в сторону вращения угловой скорости.
)Определяем скорость точки В.
Для этого составим и решим систему двух уравнений:
A - скорость точки A
BA - скорость точки B вокруг A
B6 - скорость направляющей равна 0
BB6 - скорость точки B относительно направляющей.
Т.к. точка В движется по направляющей то ее скорость направлена параллельно ей. То из полюса проводим линию параллельную направляющей.
Из от. А проводим линию перпендикулярную АВ. На пересечении этих линий получим точку в23. рв23 - скорость точки В23.
Аналогично определяем скорость точки D. Для этого составим и решим систему двух уравнений:
D - скорость точки D
DC - скорость точки D вокруг C
D7 - скорость направляющей равна 0
DD7 - скорость точки D относительно направляющей.
Т.к. т. D движется по направляющей то ее скорость направлена
параллельно направляющей. То из полюса проводим линию
параллельную направляющей. Из т. c проводим линию
перпендикулярную СD. На пересечении этих линий получим
точку с. рd45 - скорость точки D45.
) Положение точек S2 и S4 находим из пропорций:
Соединив полученные точки с полюсом получим скорости центров тяжести звеньев 2 и 4.
Рассчитаем скорости всех точек:
VB= ρb* V = 0 · 02= 0 мс
VS2= ρs2* V= 43.34 · 02= 8668 мс
VD= ρd* V = 0 · 02 = 0 мс
VS4= ρs4* V= 4334 · 02= 8668 мс.
Далее определим угловые скорости.
Они определяются по формулам:
аА=аnАО = 12*LOA=18842·0070 =2484619 мс2
а= аА a = 2484619 62 = 40 ммм* с2.
)Определим ускорение точки А.
Вектор ускорения точки А параллелен звену ОА направлен к центру вращения (от т. А к т. О).
)Определим ускорение точки В.
Для этого составим и решим систему уравнений:
A - ускорение точки A найдено ранее
BA - Нормальное ускорение точки B вокруг A найдём по формуле ниже
BA - Тангенциальное ускорение точки B вокруг A перпендикулярно BA
B6 - Ускорение направляющей равно 0
BB6 - Ускорение точки B вокруг направляющей параллельно направляющей.
Подсчитываем нормальное ускорение по формуле:
an2 откладываем из точки а параллельно звену АВ к центру вращения (т.е. к точке А). Из конца вектора an2 проведем линию параллельную касательному ускорению. Т.к. ускорение точки В направлено по направляющей из полюса проводим линию параллельную направляющей. На пересечении этих линий получим искомую точку В . Соединяем ее с полюсом и получаем направление вектора ускорения точки b.
По плану ускорений имеем:
аВ = b · a= 0 ·40= 0 м с2
По пропорции найдем aS2:
аS2= s2* a= 41.95·40=1678 мс2
аC=аnCО = 12*LOC=18842·0070 =2484619 мс2
) Определим ускорение точки D.
C - ускорение точки C найдено ранее
DC - Нормальное ускорение точки D вокруг C найдём по формуле ниже
DC - Тангенциальное ускорение точки D вокруг C перпендикулярно CD
D7 - Ускорение направляющей равно 0
DD7 - Ускорение точки D вокруг направляющей параллельно направляющей.
Подсчитываем нормальное ускорение:
сn4 откладываем из точки c параллельно звену DС к центру вращения (т.е. к точке C). Из конца вектора сn4 проведем линию параллельную касательному ускорению. Т.к. ускорение точки D направлено по направляющей из полюса проводим линию параллельную направляющей. На пересечении этих линий получим искомую точку d. Соединяем ее с полюсом и получаем направление вектора ускорения точки D.
аD = d · a= 0·40 = 0 мс2.
По пропорции найдем aS4:
аS4= s4·a=41.95·40=1678 мс2.
Определение угловых ускорений.
Кинетостатический расчёт рычажного механизма
Для определения сил и моментов инерции действующих на звенья необходимо знать линейные и угловые ускорения. По плану ускорений определим направления действия данных сил и моментов.
1Определение нагрузок
Определяем давление газов в цилиндрах двигателя. Для удобства на оси S диаграммы нанесем засечки соответствующие положениям поршней B и D на схеме механизма. Силы полезного сопротивления определяются по формулам:
где PГ – давление на поршень определяемое по индикаторной диаграмме ; S – площадь днища поршня её величина определяется по формуле где d- диаметр поршня.
Определяем масштаб диаграмм:
Определяем значения сил полезного сопротивления:
Рассчитаем остальные силы.
G 2= m2g= 32·10 = 32 Н
РИ2=m2aS2= 32·1678 =53966 Н (Направлена в сторону противоположенную ускорению центра масс данного звена)
Js2 = 25 кг·см2 = 25·10-4 кг·м2
M2И=Js22= 25·10-4 ·2185 Н·м (Направлен в сторону противоположенную углового ускорения данного звена)
G 3= m3g= 35·10 = 35 Н
Ри 3= m3aB = 35·0 = 0 Н (Направлена в сторону противоположенную ускорению центра масс данного звена).
G 4= m4g= 32·10 = 32 Н
РИ 4= m4aS4 = 3 2·1678=53696 Н (Направлена в сторону противоположенную ускорению центра масс данного звена)
Js4 = 25 кг·см2 = 25·10-4 кг·м2
M4И= Js44 = 25·10-4 ·874074 = 2185 Н·м (Направлен в сторону противоположенную углового ускорения данного звена).
G 5 = m5g= 35 ·10 = 35 Н
РИ 5=-m5aD =- 35·0 = 0 Н (Направлена в сторону противоположенную ускорению центра масс данного звена).
2 Расчёт группы звеньев 4-5
Прикладываем внешние силы момент и неизвестные реакции к т. D (под прямым углом к направляющей) к т. C (в произвольном направлении). Силы прикладываем в центрах тяжести соответствующих звеньев. Причем силы и направляем в стороны противоположные соответствующим ускорениям центров тяжестей этих звеньев. Момент прикладываем к звену 4 в сторону противоположную угловому ускорению .
Нам не известны ни величина ни направление реакции но мы можем разложить ее на составляющие (направляем по оси шатуна) и (направляем перпендикулярно оси шатуна). Направление реакции нам известно.
Составив уравнение моментов относительно точки D определим :
План сил группы Ассура 4-5.
F=N75+ F5 G 5 + Р5И+ G 4 +Р4И+ R14 + R14 n =0.
Зададимся масштабом:
R14= 171 мм отсюда R14= R14 P= 8550 Н
R45= 13384 мм отсюда R45= R45 P= 6692 Н
N75= 0 мм отсюда N75= N75 P = 0 Н.
3Расчет группы звеньев 2-3
Прикладываем внешние силы момент и неизвестные реакции к т. В (под прямым углом к направляющей) к т. А (в произвольном направлении). Силы прикладываем в центрах тяжести соответствующих звеньев. Причем силы и направляем в стороны противоположные соответствующим ускорениям центров тяжестей звеньев. Момент прикладываем к звену 2 в сторону противоположную угловому ускорению .
Составив уравнение моментов относительно точки В определим :
Реакции и находим графически. Для этого в произвольную точку в произвольном масштабе параллельно самой себе сносим силу из конца полученного вектора проводим вектор силы в том же масштабе.
Аналогично строим векторы сил . Затем из начала вектора проводим прямую параллельную реакции ; из конца вектора проводим прямую параллельную реакции . На пересечении этих прямых получим искомые реакции. Соединив начало вектора с концом вектора получим суммарную реакцию .
План сил группы Ассура 2-3.
F=N63+ F3 + РИ 3 + G 3 + РИ 2+ G 2 + R12 + R12 n =0.
R12= 71 мм отсюда R14= R12 P = 3550 Н
R23= 24 мм отсюда R23= R23 P =1200 Н
N63= 235 мм отсюда N63= N63 P= 1175 Н.
4Расчет входного звена
К точке А ведущего звена прикладываем найденный ранее реакции и (направление реакций меняем на противоположное) и приведенную силу (под прямым углом к звену).Для определения величины составим уравнение моментов относительно точки О:
Mo= -РУР L ОА + R21 hR21+ R41hR41 = 0
РУР= (R21hR21+R41hR41) LОА=(355021.4+855070)70 = 9635.28 Н.
Реакцию опоры найдем графически (способ построения силового многоугольника см. выше).Приняв масштаб силы P= 100 Нмм определяем:
План сил механизма I класса.
F= R21+ R41 +R01 =0.
R01= 142 мм отсюда R01= R01 P = 7100 Н.
Прежде чем приступить к первому заданию – кинематическому анализу шарнирно-рычажного механизма необходимо произвести его структурный анализ то есть выяснить характер кинематических пар подсчитать их и число подвижных звеньев и определить описываемое точками этих звеньев траектории. В результате этого анализа после отбрасывания всех цепей наслоения получился механизм I класса (начальный механизм) содержащий неподвижное и начальное звено закон движения которого задан в предположении однократной степени подвижности механизма.
Структурный анализ дает возможность определить порядок и методы кинематического исследования. Задачи кинематики комплексно связаны с задачами кинетостатики. Произведенный структурный анализ позволяет решить задачу кинетостатического расчета в последовательности обратной порядку кинематического исследования то есть начиная расчет с последней считая от ведущего звена ассуровой группы и кончая ведущим звеном.
Исходя из параметров рычажного механизма - было определено:
Степень подвижности механизма.
Скорости и ускорения всех точек механизма.
Силы и моменты инерции.
Внешние и внутренние реакции механизма.
Определенные параметры не имеют степени достоверности. Они приближенны так как они были определены графически где неизбежны погрешности которые с увеличением расчетов увеличиваются. Данный метод определения основных параметров механизма можно рассматривать лишь как черновой расчет так как он не обеспечивает необходимой точности и все параметры определены лишь для одного конкретного положения механизма что является существенным недостатком. Плюсом этого метода является то что он является наглядным и довольно простым по сравнению с аналитическим способом.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.- М: Наука 1988-640 с.
Юдин В.А. Петрокас Л.В. Теория механизмов и машин.- М:- Высшая школа 1977.-527 с.
Попов С.А. Г.А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высш. шк. 2002 - 411 с.
Единая система конструкторской документации. Общие требования к текстовым документам. – Введ. 01.07.96. – М.: Стандартинформ 2005. – 26 с.: ил.