Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э.Баумана


ФАКУЛЬТЕТ: Машиностроительные Технологии

КАФЕДРА: РК - 2



РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ НА ТЕМУ:


«Проектирование и исследование механизма плунжерного насоса»

Вариант 63Б.


Студент______________________________ (Кострубин К.С. Группа МТ10-52)

(фамилия, инициалы)


Руководитель проекта __________________________________ (Каганов Ю. Т.)

(фамилия, инициалы)















1999 г.

Аннотация.


Курсовой проект по «Теории машин и механизмов» содержит расчетно-пояснительную записку в количестве 23 страниц, выполненных в среде Microsoft Word 8.0, таблицы и графики, выполненные в среде Microsoft Excel, а также чертежи, выполненные в среде AutoCAD 2000.

Курсовой проект содержит следующие этапы:

  • Определение размеров и определение кинематических передаточных функций выходного и промежуточных звеньев.

  • Определение закона движения входного звена механизма.

  • Определение сил в кинематических парах механизма с учетом геометрии и масс звеньев с учетом их ускоренного движения.

  • Проектирование зубчатых передаточных механизмов и синтез планетарного редуктора.

  • Проектирование кулачкового механизма.






























Содержание.

Аннотация___________________________________________.

Техническое задание на проект_________________________________ .

Исходные данные_______________________________________________ .

  1. Определение закона движения начального звена________________ .

    1. Проектирование кинематической схемы рычажного механизма__ .

1.1.1. Определение основных размеров механизма__________________.

    1. Динамическая модель и ее параметры________________________ .

      1. Анализ сил, действующих в механизме______________________ .

      2. Построение функций приведенных моментов сил______________ .

      3. Построение функции приведенного момента инерции__________ .

        1. Построение графиков работ___________________________ .

        2. Расчет угловой скорости начального звена___________ .

        3. Расчет углового ускорения начального звена__________.

2. Силовой расчет механизма____________________________________.

2.1. Определение угловых ускорений и ускорений центров масс звеньев механизма_______________________________________________________.

2.2. Расчет моментов сил инерции________________________________.

2.3. Нахождение реакций в кинематических парах механизма векторным способом________________________________________________________.

2.3.1. Анализ группы звеньев 5 и 4______________________________.

2.3.2. Группа звеньев 3 и 2_____________________________________.

2.3.3. Группа звеньев 1 и 0_____________________________________.

3. Проектирование зубчатой передачи и синтез планетарного редуктора_____________________________________________________.

3.1. Проектирование зубчатой передачи________________________.

3.2. Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей __________________________________________________________.

3.3. Схема станочного зацепления_____________________________.

3.4. Построение проектируемой зубчатой передачи______________.

3.5. Проектирование планетарного редуктора___________________.

4. Проектирование кулачковых механизмов графическим методом_.

4.1. Основные требования при проектировании кулачкового механизма_____________________________________________________.

  1. 4.2. Определение угла рабочего профиля кулачка____________.

4.3. Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования_________________________________________________.

    1. Определение основных размеров кулачка из условия ограничения угла давления_______________________________________________.

4.5. Построение профиля кулачка_______________________________.

4.6. Построение графика угла давления_________________________.

Литература_____________________________________________________.








Силовой расчет механизма.


Постановка задачи.


Определение углового ускорения звена приведения по уравнению движения в дифференциальной форме (на основании исследования, выполненного на 1 листе проекта) в положении механизма, соответствующем заданному углу φ1. Определение линейных ускорений центров тяжести и угловых ускорений звеньев.

Построение картины силового нагружения механизма.

Определение сил в кинематических парах механизма.

Оценка точности расчетов, выполненных на листах 1 и 2 проекта, по уравнению моментов или уравнению сил для ведущего или ведомого звена механизма.


Допущения.


Пренебрегаем силами трения в кинематических парах.

Весом звеньев 1 и 4 основного механизма пренебрегаем.


Исходные данные.


Законы движения начального звена и всех остальных подвижных звеньев механизма считать заданными (из первой части проекта).

Заданны внешние силы, действующие на механизм(приведены в таблице 1).

Длины звеньев механизма.

Угол для силового расчета φ=330о.



Метод графоаналитический.

Силовой расчет механизма включает в себя определение сил в кинематических парах и нагрузки на отдельные звенья без учета или с учетом трения в кинематических парах. При этом на основе принципа Даламбера должно учитываться ускоренное движение масс путем введения в расчет главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев и сведения задачи динамики к задаче статики, если рассматривается система сил, находящихся в равновесии.

Силовой расчет механизмов при их проектировании необходим:

Для последующих расчетов деталей и узлов машин на прочность

Для расчета ожидаемого износа элементов кинематических пар

Для выбора смазочного материала.



Определение угловых ускорений и ускорений центров масс звеньев механизма.


C учетом масштаба (ma=20 мм/м*с-2) мы получаем:


Результаты расчетов угловых ускорений и ускорений центров масс звеньев механизма приведены в таблице 14.


Таблица 14.


Обозначения

Значения

аs3=aB

аS2

aA

1

ε2

ε3

7.25

7.95

8.544

1.87

13.099

0


Расчет моментов и сил инерции.


МФ1=-I11=75.91*1.87=141.95Н*м

МФ2=-I2*ε2=0.0785*13.099=1.02835Н*м

Ф2=-аS22=7.95*3=23.85Н

Ф3=-аВ3=7.25*4.5=32.625Н


Нахождение сил в кинематических парах механизма векторным способом.


При решении используют алгебраические уравнения моментов сил и векторные диаграммы для сил приложенных к звеньям механизма. Механизм при силовом расчете расчленяют на статически определимые группы звеньев (группы Ассура, удовлетворяющие условию 3n=2р1).

Силу F21 определяем графически из плана сил, построенного в определенном масштабе с масштабным коэффициентом μ=400 мм/Н.

Из плана сил находим отрезок, соответствующий силы F21, и , поделив его на масштабный к-т, получаем силу:


F21=2860 Н.

Таким же образом находим и последующие силы с учетом масштаба:


F34=221.75 Н. mf=0.05 мм/Н.

F32=2960 Н. mf=0.05 мм/Н.

В конечном счете с помощью силового расчета всех групп звеньев получаем:

Момент движущий:

Mд1=119 H.



Вывод: С помощью силового расчета механизма при заданных законах движения начального звена и всех подвижных звеньев механизма определили момент движущих сил, т.е. решили задачу, обратную задаче, поставленной на первом листе. Теперь рассчитаем ошибку определения момента движущих сил на 2 листе по сравнению с Мд на первом листе:


Δ=0.83 %

Погрешность получается из-за неточности графических измерений.

Ошибка находится в допустимых пределах, следовательно результаты, полученные на первом и втором листе можно считать за окончательные.


3. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного редуктора


3.1. Проектирование зубчатой передачи.


3.1.1. Исходные данные для проектирования.

Геометрия проектируемой зубчатой передачи определяется параметрами исходного производящего контура инструмента и значениями его смещения при нарезании колес передачи. При нарезании прямозубой передачи исходный производящий контур по "ГОСТ13755-81" имеет следующие стандартные параметры:

Угол главного профиля: a = 20 град.;

Модуль зубьев нормальный: m = 2.5 мм;

Коэффициент высоты головки зуба: ha*= 1;

Коэффициент радиального зазора: c* = 0.25.

Проектируемая зубчатая передача состоит из колеса с числом зубьев

z2=18 и шестерни z1=14.


3.1.2. Выбор коэффициента смещения.


При назначении коэффициента смещения необходимо соблюдать выполнение следующих условий:

  • отсутствие подрезания;

  • отсутствие заострения;

  • непрерывность зацепления.

При этом коэфицент смещения x2 задаем x2=0.5 ,а x1 выбираем с учетом указанных условий. Для выполнения первого условия нужно рассчитать мини

м
альное число зубьев нулевого колеса, нарезаемое без подрезания:


И
сходя из полученного значения, найдем минимальное смещение, при котором будет отсутствовать подрезание:

Для выполнения двух остальных условий необходимо построить блокирующий контур. Для его построения нужно вывести функции зависимости коэффициента скольжения l, коэффициента перекрытия ea, коэффициента удельного давления u и толщины зуба по окружности вершин Sа в зависимости от величины смещения X1 исходного производящего контура.


По блокирующему контуру видно, что нет такого смещения ,которое обеспечивало бы надежную передачу и удовлетворяло условиям подрезания и заострения. Поэтом выбираем на наш взгляд оптимальное смещение исходного производящего инструмента X1 = 0.5.


3.1.3. Геометрический расчет зубчатого зацепления.


Используя полученное значение смещения и исходные данные, рассчитываем исполнительные размеры шестерни и колеса.

Радиусы делительных окружностей:


z

m

).

(

225

2

мм

z

m

r


).

(

175

1

1

мм

r

2

2


2



Р
адиусы основной окружности:






Угол зацепления рассчитываем по его инвалюте (эвольвентной функции ), решая основное уравнение плотного зацепления:


В
результате решения получаем:


К
оэффициент воспринимаемого смещения:


К
оэффициент уравнительного смещения:

Р

адиус начальной окружности:


М
ежосевое расстояние:

Радиус окружности вершин:




Р
адиус окружности впадин:

В

ысота зубьев:

Толщина зубьев под дугами делительных окружностей:




3.1.4. Геометрический расчет станочного зацепления.


Для построения станочного зацепления необходимо определить следующие размеры:

Т

олщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой, которая равна ширине впадины:


Ш
аг:

Р
адиус скругления:



Ш
аг по хорде делительной окружности колеса:



3.1.5. Построение станочного и зубчатого зацеплений.


Для визуального изучения станочного и рабочего зацепления выполняем вычерчивание их схем в увеличенном масштабе ( высота зуба должна быть не менее 50 мм ). Построение схем станочного и рабочего зацеплений зубчатой передачи производим по данным распечатки, полученной с помощью программы ZubPer. Построения производим для модуля 30, что обеспечивает хорошую точность графических построений.

Все построения выполнены на листе 3 курсового проекта.


3.2. Проектирование планетарного редуктора.


3.2.1. Исходные данные для проектирования.


Исходными данными являются:

Передаточное отношение: u1h = nд/ nн = 8.427;

Число сателлитов: K = 3.

Структурная схема:



3.2.2. Подбор чисел зубьев.


Из выражения передаточного отношения следует:

С
другой стороны,



С
ледовательно,

Выбирая Z1 = 24 ( Z1 > Zmin ), получаем Z3 = 96, что удовлетворяет условию отсутствия заклинивания ( Zвнутр. > 85 ).

И
з условия соосности
Z3 = 2*Z2 + Z1 получаем:


Z2 = 36 > 20, следовательно условие отсутствия подреза выполняется.

П
роверим условие сборки:


Получается целое число - условие удовлетворяется.

П
роверим условие соседства:


Условие удовлетворяется.

Все условия удовлетворяются; получены следующие числа зубьев:



3.2.3.Графическая проверка.



После подбора чисел зубьев, расчета радиусов делительных окружностей и изображения кинематической схемы строим на одной из них треугольник скоростей ( см. рис. 3.2 ). На этом треугольнике отрезок АА' изображает скорость в точке А солнечного колеса 1. Линией ОА' представлен закон распределения скоростей по звену 1. Закон распределения скоростей по сателлиту 2 будет изображаться линией СА'. Скорость точки В представлена отрезком ВВ'. Так как точка В принадлежит также и оси пальца водила, а водило вращается вокруг оси О, то закон распределения скоростей по водилу изображается линией ОВ'. Отмечаем точку А'' пересечения линии ОВ' и АА'. Отношение АА'/ОА =

=
tg( yH ). Оно же равно ВВ'/ОВ. Для проверки выполнения заданного передаточного отношения воспользуемся соотношением:


Передаточное отношение выполняется с точностью, равной 0.186%.



4. Проектирование кулачкового механизма.


4.1. Исходные данные для проектирования.

Структурная схема кулачкового механизма схвата представлена в техническом задании на проектирование ( см. Приложения 1 ).

Рабочий угол: fраб. = 120 град.;

Максимальное перемещение толкателя: h = 0.0065 м;

Допустимый угол давления: [u] = 33 град.

Число оборотов кулачка: nk = 95 об/мин.

Внеосность толкателя кулачкового механизма e = 0.0005 м.

Соотношение между велечинами толкателя n=a1/a2=3

4.2. Построение кинематических диаграмм движения толкателя.


В итоге получаем график зависимости аналога ускорения aqB от f1;


Интегрируя aqB по f1 и вычислив все коэфиценты интегрирования, получаем график зависимости аналога скорости VqB от f1;

Дифференцируя этот график по f1, получаем график зависимости перемещения толкателя SqB от f1;

Получаем масштабы графиков:

mf=120/38.2=3.14мм/рад; mt=6*120*95/120=570mm/c; ms=ysbmax/h=13/0.0065=2000мм/м; m v=ms*OK2/570=140.4; ma=mv*OK1/570=9.85мм/м*с-2; m s'=6000мм/м;







X





45



15


60

120




45*X=15*(60-X) => X=15

w1=nk*2p/60=9.943мм/рад*с-1 b=ms1/mv*w1=4.30





4.3. Определение основных размеров механизма.


Для определения радиуса начальной шайбы r0 кулачка по полученному закону движения SB = SB(f1) строим диаграмму зависимости аналога скорости VqB от SB (рис 4.4).


П
о этой диаграмме с учетом максимально допустимого угла давления [
u] находим r0 :


Р
адиус ролика выбираем из ряда стандартных размеров на подшипники с учетом условия
:


По исходным данным строим кулачек.



















ЗАКЛЮЧЕНИЕ.


В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:


  1. Определен закон движения плунжерного насоса. Построены диаграммы скоростей и ускорений звеньев.


  1. Для заданного положения механизма проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и движущая сила, действующая на звено.


  1. Спроектирована эвольвентная цилиндрическая зубчатая передача с числами зубьев шестерен Z1 = 14 и Z2 = 18, коэффициентами смещения X1 =0.5 X2 = 0.5 и коэффициентом перекрытия ea = 1.242.


  1. Спроектирован двухрядный планетарный редуктор с передаточным отношением u1h = 8.427 и числами зубьев Z1 = 32, Z2 = 64, Z3 = 36, Z4=132 .


  1. Спроектирован кулачковый механизм схвата. Минимальный радиус начальной шайбы кулачка r0 = 0.064 м при допустимом угле давления [u] = 33 град. Радиус ролика R0 = 0.0384 м.
























ЛИТЕРАТУРА.


  1. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова, - 2-ое изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998. - 496 с.; ил.

  2. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. Вузов / Под ред. К.В. Фролова. 2-ое изд., перераб. и доп.. - М. Высш. шк., 1998. - 295 с.; ил.

  3. Тимофеев Г.А. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ: Учеб. пособ. для курсового проектирования. - М.: Изд-во МГТУ, 1993. - 56 с., ил.

  4. Тарабарин В.Б., Кузенков В.В. Определение закона движения механизма: Учеб. пособ. для курсового проектирования. - М.: Изд-во МГТУ, 1999. - 72 с., ил.

  5. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов. - 4-ое изд., перераб. и доп. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 640 с.



14




Случайные файлы

Файл
35660.rtf
19021.rtf
58612.rtf
17533.rtf
25163-1.rtf