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 μl = lOA / (OA) = 0,305 / 180 = 0,00169 м/мм.

Планы скоростей:

U1P = UZ*Z** · UNH ;

U1P = n1 / nP ;

n1 = nP · U1P ;

UZ*Z** = Z** / Z* = 30 / 17 = 1,76 ;

UNH = 5,1;

U1P = 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, VВ (АВ):

VВ = ω1 lАВ = 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:

гдеVСВ – скорость движения точки С относительно точки В, VСВ^СВ;

VС0 = 0 м/с – скорость точки С0, лежащей на стойке;

VСС0 – скорость движения точки С относительно точки С0, VСС0ччOХ.

Скорость точки D определяется из пропорции:

, VD (DВ):

Угловая скорость вращения шатуна 2:

, рад/с.

Для определения скорости точки E графически решается система уравнений

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

VE0 = 0 м/с – скорость точки E0, лежащей на стойке;

VEE0 – скорость движения точки E относительно точки E0, VEE0чч OY.

Угловая скорость вращения шатуна 4:

, рад/с.

Масштаб планов скоростей μV = VB / (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;

JS1, JS2, JS4 – моменты инерции звеньев 1, 2 и 4, кг∙м2;

VS2, VS4 – 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:

μJ = JПMAX / yMAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг∙м2/мм;

μφ =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

МПД = РПД ∙ lOA, Н∙м,

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

,

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

МПД 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 μМ = МПДMAX / yMAX = 5264 / 90 = 58,5 Н∙м/мм.

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

График работы движущих сил АД получается путем графического интегрирования графика МПД.

Соединяя конечные точки графика АД прямым отрезком, получим график работы сил сопротивления АС, из которого графическим дифференцированием строится график момента сил сопротивления МПС.

Масштаб графика работ μА = μМ ∙ μφ ∙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 АД работы движущих сил графика АС работы сил сопротивления.

Масштаб графика изменения кинетической энергии μТ = μА = 102,05 Дж/мм.

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

Диаграмма Виттенбауэра строится путем исключения угла поворота φ из графиков JП(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(JП) 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, аА ׀׀ (ОА):

аВ = ω12 ∙ lАВ = 2262 ∙ 0,0825 = 4213,8 м/с2.

Для определения ускорения точки С необходимо решить систему векторных уравнений:

где аСВn – нормальное ускорение точки С относительно точки В, aСВn || СВ;

аСВn = ω22 ∙ lСВ = 31,82 ∙ 0,305 = 308 м/с2;

аСВτ – тангенциальное ускорение точки С относительно точки В, аСВτ^СВ;

аСС0r – релятивное ускорение движения точки С относительно точки С0, аСС0rччОX.

Ускорение центра масс звена 2:

.

Угловое ускорение звена 2:

рад/с2.

Ускорение точки D определяется из пропорции:

, аDD0rччОY.

Ускорение центра масс звена 4:

Угловое ускорение звена 4:

рад/с2.

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

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

2.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

Главные векторы сил инерции

.

Главные моменты сил инерции

Таким образом, определены величины FИ и МИ для звеньев механизма:

РИ2 = m2 ∙ aS2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;

РИ3 = m3 ∙ aS3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;

РИ4 = m4 ∙ aS4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;

РИ5 = m5 ∙ aS5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;

MИ2 = JS2 ∙ ε2 = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H∙м;

MИ4 = JS4 ∙ 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 R24τ 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 R12τ 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 РУ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 1, относительно точки А:

откуда Н

Уравновешивающий момент МУ = РУ ∙ lOA = 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 МУ = РУ ∙ lOA = 51269∙ 0,00825 = 4229,7 Н∙м.

Разница со значением МУ, 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 ∙ Za) / 2 = (4 ∙ 17) / 2 = 34 мм

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

Радиусы основных окружностей

rb1 = r1 ∙ cosα = 34 ∙ cos20˚ = 32 мм

rb2 = 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

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

Радиусы начальных окружностей

rW1 = r1 ∙ cos α / cos αW = 34 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 35,8 мм

rW2 = r2 ∙ cos α / cos αW = 60 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 63,2 мм

Межцентровое расстояние

aW = rW1 + rW2 = 35,8 + 63,2 = 99 мм

Радиусы окружностей впадин

rf1 = r1 – 1,25 ∙ m + X1 ∙ m = 34 – 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 = 32,9 мм

rf2 = r2 – 1,25 ∙ m + X2 ∙ m = 60 – 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 = 56,98 мм

Радиусы окружностей вершин

ra1 = aW – rf2 – 0,25 ∙ m = 99 – 56,98 – 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм

ra2 = aW – rf1 – 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:

.

αa1 = arccos (rb1 / ra1) = arccos (32 / 41,05) = 38,78є

αa2 = arccos (rb2 / ra2) = 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 = mI ∙ Z1 = 4 ∙ 69 = 276 мм

d2 = mI ∙ Z2 = 4 ∙ 95 = 380 мм

d3 = mI ∙ Z3 = 4 ∙ 164 = 328 мм

d3 = mI ∙ Z3 = 4 ∙ 246 = 984 мм

Масштаб построения схемы механизма μl = 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 RMIN = 0,04728 м = 47 мм.

4.2 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного звена

Масштаб построения профиля

ml = 0,0624/149 = 0,000419 м / мм.

Список использованной литературы:

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

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.

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.

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