База знаний студента. Реферат, курсовая, контрольная, диплом на заказ

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист №1)

2. Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2).

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора (графическая часть – лист №3)

4. Проектирование кулачкового механизма (графическая часть – лист №4)

Список использованной литературы

ВВЕДЕНИЕ

Научной основой создания новых высокоэффективных, надежных машин и приборов и технологических линий является теория механизмов и машин – наука об общих методах исследования и проектирования.

В свете задач, стоящих перед машиностроительной промышленностью, особое значение приобретает качество подготовки высококвалифицированных инженеров. Современный инженер-конструктор должен владеть современными методами расчета и конструирования новых быстроходных автоматизированных и быстроходных машин. Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и создания наилучших условий для обслуживающего персонала, а также эксплуатационным, технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирования новой машины.

Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемой машины, а также в разработке ее кинематической схемы, обеспечивающей с достаточным приближением воспроизведение требуемого закона движения.

Для выполнения этих задач студент – будущий инженер – должен изучить основные положения теории механизмов и общие методы кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов, а также приобрести навыки в применении этих методов к исследованию и проектированию кинематических схем механизмов и машин различных типов.

Поэтому наряду с изучением курса теории механизмов и машин в учебных планах предусматривается обязательное выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов и машин. Проект содержит задачи по исследованию и проектированию машин, состоящих из сложных и простых в структурном отношении механизмов (шарнирно-рычажных, кулачковых, зубчатых и т.д.). Курсовое проектирование способствует закреплению, углублению и обобщению теоретических знаний, а также применению этих знаний к комплексному решению конкретной инженерной задачи по исследованию и расчету механизмов и машин; оно развивает у студента творческую инициативу и самостоятельность, повышает его интерес к изучению дисциплины и прививает навыки научно-исследовательской работы.

В данном курсовом проекте рассмотрены механизмы двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания, такие как:

-      рычажный механизм;

-      планетарная ступень коробки передач;

-      простая зубчатая передача;

-      кулачковый механизм с толкателем.

I Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист № 1)

 

1.1 Построение планов положений для 12 положений ведущего звена и соответствующих им планов скоростей:

 

Планы положений:

Масштаб планов положений μ_l = l_OA / (OA) = 0,305 / 180 = 0,00169 м/мм.

Планы скоростей:

 

U_1P = U_Z^*_Z^** · U_NH ;

U_1P = n₁ / n_P ;

n₁ = n_P  · U_1P ;

U_Z^*_Z^** = Z^** / Z^* = 30 / 17 = 1,76 ;

U_NH = 5,1;

U_1P = 1,76 · 5.1 = 9 ;

n₁ = 240 · 9 = 2160  об/мин – частота вращения кривошипа 1.

Для каждого из 12 планов положений строится план скоростей.

Скорость точки В, V_В (АВ):

 

V_В = ω₁ l_АВ = 226,08 0,0825 = 18,65 м/с,

где рад/с – угловая скорость вращения кривошипа 1.

Скорость точки С определим, решая графически систему векторных уравнений:

гдеV_СВ – скорость движения точки С относительно точки В, V_СВ^СВ;

V_С0 = 0 м/с – скорость точки С₀, лежащей на стойке;

V_СС0 – скорость движения точки С относительно точки С0, V_СС0÷÷OХ.

Скорость точки D определяется из пропорции:

, V_D (DВ):

Угловая скорость вращения шатуна 2:

, рад/с.

Для определения скорости точки E графически решается система уравнений

где V_ED – скорость движения точки E относительно точки D, V_ED ^ ED;

V_E0 = 0 м/с – скорость точки E₀, лежащей на стойке;

V_EE0 – скорость движения точки E относительно точки E₀, V_EE0÷÷ OY.

Угловая скорость вращения шатуна 4:

, рад/с.

Масштаб планов скоростей μ_V = V_B / (pв) = 18,65 / 50 = 0,373  м∙c^–1/мм.

 

1.2 Построение графика приведенного к ведущему звену момента инерции механизма в зависимости от угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения

Приведенный момент инерции для каждого положения механизма определяется  по формуле, [1], стр.337:

где  m₂, m₃, m₄ и m₅ – соответственно массы звеньев 2, 3, 4 и 5, кг;

J_S1, J_S2, J_S4 – моменты инерции звеньев 1, 2 и 4, кг∙м²;

V_S2, V_S4 – скорости центров масс звеньев 2 и 4, м/с.

Результаты расчетов занесены в таблицу 1:

табл. 1

Положение	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
JП, кг∙м2	0,03	0,034	0,041	0,042	0,038	0,023	0,038	0,042	0,041	0,034	0,03	0,027

Масштабные коэффициенты построения графика:

 

μ_J = J_П^MAX / y_MAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг∙м²/мм;

μ_φ =2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.

Ось ординат направим горизонтально, т.е. строим график повернутым на 90˚.

1.3 Определение сил давления газов в первом и втором цилиндрах

Максимальная сила, действующая на поршень:

Н.

 

1.4 Построение графика моментов движущих сил и сил сопротивления, приведенных к ведущему звену, в зависимости от угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения

Приведенный к ведущему звену момент движущих сил определяется по формуле

 

М_ПД = Р_ПД ∙ l_OA, Н∙м,

где Р_ПД – приведенная к ведущему звену движущая сила, Н;

,

где Р_ПУ – приведенная уравновешивающая сила, которая определяется построением рычага Жуковского для каждого положения механизма.

М_ПД считается положительным, если он направлен в сторону вращения ведущего звена, и отрицательным – в противном случае.

Результаты расчетов занесены в таблицу 2:

табл.2

Параметр	Положение
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
РПУ, Н	38914	43348	63808	50932	20350	5456	80	528	2909	10066	13026	7882
МПД, Н∙м	3210	3576	5264	4202	1678	450	6,7	43,5	240	830,5	1074,7	650,3

Масштаб графика моментов μ_М = М_ПД^MAX / y_MAX = 5264 / 90 = 58,5 Н∙м/мм.

Масштаб углов μ_φ =2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.

График работы движущих сил А_Д получается путем графического интегрирования графика М_ПД.

Соединяя конечные точки графика А_Д прямым отрезком, получим график работы сил сопротивления А_С, из которого графическим дифференцированием строится график момента сил сопротивления М_ПС.

Масштаб графика работ μ_А = μ_М ∙ μ_φ ∙Н₁ = 58,5 ∙ 0,0349 ∙ 50 = 102,05 Дж/мм.

1.5 Построение графика изменения кинетической энергии

График изменения кинетической энергии ΔТ(φ) строится путем вычитания из графика А_Д работы движущих сил графика А_С работы сил сопротивления.

Масштаб графика изменения кинетической энергии μ_Т = μ_А = 102,05 Дж/мм.

 

1.6 Построение диаграммы «Энергия-Масса» (диаграммы Виттенбауэра)

Диаграмма Виттенбауэра строится путем исключения угла поворота φ из графиков J_П(φ) и ΔТ(φ).

 

1.7 Определение величины момента инерции  маховика, обеспечивающего движение с заданным коэффициентом неравномерности движения

 

Углы наклона касательных к диаграмме Виттенбауэра, [2], стр.137:

Касательные отсекают на оси ординат графика ΔТ = f(J_П) отрезок длиной (kl) = 56 мм.

Величина момента инерции маховика

кг∙м².

Размеры маховика:

Диаметр

м, принимаем D = 730 мм.

гдеg = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения;

γ = 7,3 ∙ 10⁴ Н / м³ – удельный вес маховика из чугуна;

ψ = 0,1 – коэффициент ширины обода;

ξ = 0,15 – коэффициент высоты обода.

Масса обода кг.

Масса маховика кг.

Ширина обода b = ψ ∙ D = 0,1 ∙ 0,73 = 0,073 м, принимаем b = 73 мм.

Высота обода h = ξ ∙ D = 0,15 ∙ 0,73 = 0,1095 м, принимаем h = 110 мм.

II Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2)

 

2.1 Построение для заданного положения схемы механизма, плана скоростей и плана ускорений. Определение ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев (для 4-го положения механизма).

Порядок построения плана скоростей изложен в п. 1.1.

План ускорений:

Ускорение точки А, а_А ׀׀ (ОА):

 

а_В  = ω₁² ∙ l_АВ = 226² ∙ 0,0825 = 4213,8 м/с².

Для определения ускорения точки С необходимо решить систему векторных уравнений:

где а_СВⁿ – нормальное ускорение точки С относительно точки В, a_СВⁿ || СВ;

а_СВⁿ = ω₂² ∙ l_СВ = 31,8² ∙ 0,305 = 308 м/с²;

 

а_СВ^τ – тангенциальное ускорение точки С относительно точки В, а_СВ^τ^СВ;

а_СС0^r – релятивное ускорение движения точки С относительно точки С0, а_СС0^r÷÷ОX.

Ускорение центра масс звена 2:

.

Угловое ускорение звена 2:

рад/с².

Ускорение точки D определяется из пропорции:

, а_DD0^r÷÷ОY.

Ускорение центра масс звена 4:

Угловое ускорение звена 4:

рад/с².

Масштаб плана ускорений  μ_а = а_А / (pа) = 4213,8 / 200 = 21,1 м/с²∙мм

После построения плана ускорений определяются величины ускорений умножением длин их векторов на масштаб μ_а.

2.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

Главные векторы сил инерции

.

Главные моменты сил инерции

Таким образом, определены величины F_И и М_И для звеньев механизма:

 

Р_И2 = m₂ ∙ a_S2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;

Р_И3 = m₃ ∙ a_S3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;

Р_И4 = m₄ ∙ a_S4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;

Р_И5 = m₅ ∙ a_S5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;

M_И2 = J_S2 ∙ ε₂ = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H∙м;

M_И4 = J_S4 ∙ ε₄ = 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H∙м.

2.3 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил. Структурная группа 4-5:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R₂₄^τ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки Е:

откуда

Н.

Для определения реакций R₂₄ⁿ и R₀₅ строится план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана:

 Н/мм.

 

2.4 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил. Структурная группа 2-3:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R₁₂^τ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 2, относительно точки С:

откуда

Н

Для определения реакций R₀₃ и R₁₂ⁿ составляется план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана сил:

 Н/мм.

 

Ведущее звено 1:

Для определения уравновешивающей силы Р_У  составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 1, относительно точки А:

откуда Н

Уравновешивающий момент М_У = Р_У ∙ l_OA = 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2 Н∙м.

Для определения реакции R₀₁ строится план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштаб построения плана сил:

 Н/мм.

2.5 Определение уравновешивающего момента на ведущем звене механизма методом рычага Н.Е. Жуковского

Моменты сил инерции, действующие на звенья 2 и 4, заменяются парами сил, приложенных в концах звеньев:

 Н

 Н

Составляется уравнение моментов всех сил относительно полюса Р плана скоростей:

откуда

Н.

Уравновешивающий момент М_У = Р_У ∙ l_OA =  51269∙ 0,00825 = 4229,7 Н∙м.

Разница со значением М_У, полученным в результате силового анализа, составляет 1,7%, что вполне допустимо.

III Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора

(графическая часть – лист №3)

3.1 Выбор коэффициентов смещения инструментальной рейки, обеспечивающих требуемые свойства передачи:

По данным ([3], стр. 66-68) определены коэффициенты смещения:

-      для шестерни Х₁ = 0,968

-      для колеса Х₂ = 0,495

 

3.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес и передачи

Радиусы делительных окружностей

 

r₁ = (m ∙ Z_a) / 2 = (4 ∙ 17) / 2 = 34 мм

r₂ = (m ∙ Z_b) / 2 = (4 ∙ 30) / 2 = 60 мм

Радиусы основных окружностей

 

r_b1 = r₁ ∙ cosα = 34 ∙ cos20˚ = 32 мм

r_b2 = r₂ ∙ cosα = 60 ∙ cos20˚ = 56,4 мм

Толщины зубьев по делительным окружностям

 

S₁ = m ∙ (π/2 + 2 ∙ X₁ ∙ tg20˚) = 4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,968 ∙ tg20˚) = 9,1 мм

S₂ = m ∙ (π/2 + 2 ∙ X₂ ∙ tg20˚) = 4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,495 ∙ tg20˚) = 7,7 мм

Угол зацепления

α_ω =26˚50΄- по номограмме ([3], стр. 44)

Радиусы начальных окружностей

 

r_W1 = r₁ ∙ cos α / cos α_W = 34 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 35,8 мм

r_W2 = r₂ ∙ cos α / cos α_W =  60 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 63,2 мм

Межцентровое расстояние

 

a_W = r_W1 + r_W2 = 35,8 + 63,2 = 99 мм

Радиусы окружностей впадин

 

r_f1 = r₁ – 1,25 ∙ m + X₁ ∙ m = 34 – 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 = 32,9 мм

r_f2 = r₂ – 1,25 ∙ m + X₂ ∙ m = 60 – 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 = 56,98 мм

Радиусы окружностей вершин

 

r_a1 = a_W – r_f2 – 0,25 ∙ m = 99 – 56,98 – 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм

r_a2 = a_W – r_f1 – 0,25 ∙ m = 99 – 32,9 – 0,25 ∙ 4 = 65,15 мм

Шаг зацепления по делительной окружности

р = π · m = 3,14 · 4 = 12,56 мм

 

 Определение коэффициента перекрытия

Аналитическим способом:

 

 

.

 

α_a1 = arccos (r_b1 / r_a1) = arccos (32 / 41,05) = 38,78º

α_a2 = arccos (r_b2 / r_a2) = arccos (56,4 / 65,15) = 30°

 

3.3 Расчет планетарного механизма

Задаваясь значением  х = 30 / 41, находим величину у = х ·(-U₁₆^(H)) = 3;

По формуле

,

где к – число сателлитов, определяем количество зубьев z₃ на сателлите 3:

Z₃ = 164·a; Z₄ = y · Z₃ = 492а;

из равенства (х + 1)·Z₂·q = Z₄- Z₃  находим величину Z₂:

Z₂ = 328 · 41a /71, Принимая а = 1/2, получаем:

Z₁  = 69; Z₂ = 95; Z₃  = 82; Z₄ = 246.

Полученные числа зубьев удовлетворяют условиям соосности, соседства и сборки, а также требования наименьших габаритов механизма.     

Расчет размеров колес планетарного механизма

 

d₁ = m_I ∙ Z₁ = 4 ∙ 69 = 276 мм

d₂ = m_I ∙ Z₂ = 4 ∙ 95 = 380 мм

d₃ = m_I ∙ Z₃ = 4 ∙ 164 = 328 мм

d₃ = m_I ∙ Z₃ = 4 ∙ 246 = 984 мм

Масштаб построения схемы механизма μ_l = 0,0041 м/мм

Скорость точек на ободе колеса 1

128,11 · 0,276/2 = 17,68 м/с

Масштаб построения картины линейных скоростей

 17,68 / 100 = 0,1768 м/с·мм

Масштаб построения картины угловых скоростей

128,11/ 130 = 0,98    1/с²·мм

IV Проектирование кулачкового механизма

(графическая часть – лист №4)

 

4.1 Построение графика первой производной и перемещения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Определение масштабов построения.

После построения графиков рассчитываются масштабные коэффициенты:

Масштаб углов

   

Масштаб графика перемещения толкателя

Масштаб аналога скорости

Масштаб аналога ускорения

Для определения оптимального размера кулачкового механизма производятся необходимые графические построения (см. лист №4).

Из построения R_MIN = 0,04728 м = 47 мм.

 

4.2 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного звена

Масштаб построения профиля

 

m_l = 0,0624/149 = 0,000419  м / мм.

Список использованной литературы:

 

1.   Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1988. – 640 с.

2.   Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / В. К. Акулич, П.П.Анципорович и др.; Под общ. ред. Г.Н. Девойно. – Минск: Выш. шк., 1986. – 825 с.

3.   Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / Кореняко А.С. и др. – Киев: Вища школа, 1970. – 332 с.

4.   Сборник задач по теории механизмов и машин. / И. И. Артоболевский, Б. В. Эдельштейн. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1973. – 256 с.

СОДЕРЖАНИЕ Введение 1. Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист №1) 2. Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2). 3. Проектирование зубч

 

• 14:21 05 Июля 2016
  Российско-китайский медуниверситет откроет магистерскую программу по TCM
• 01:21 05 Июля 2016
  На форуме МГУ Россия и Китай обсудят научно-образовательное сотрудничество
• 11:00 04 Июля 2016
  Реморенко: "ЕГЭ-туризм" в России сходит на нет
• 10:52 04 Июля 2016
  Летняя российско-австрийская школа откроется в Москве
• 15:31 01 Июля 2016
  В СПбГУ могут воссоздать географический факультет

Заказать уникальную работу