1


Московский Государственный Технический Университет

им. Н. Э. Баумана





Факультет «Робототехники и комплексной автоматизации»


Кафедра «Теории механизмов и машин»









РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ

ЗАПИСКА



К курсовому проекту на тему:



«Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости»

Задание 21-В








Студент: Крылов М.А.

группы Э8-51


Руководитель проекта: Вуколов А.Ю.





Москва - 2010г


Содержание.

Реферат………………………………………………………………………….3

Техническое задание…………………………………………………………...4

1.Проектирование кривошипно-ползунного механизма…………………….11

2.Определение закона движения механизма

2.1.Построение индикаторной диаграммы и графика силы………………..12

2.2.Определение передаточных функций скоростей

кривошипно-ползунного механизма……………………………….....12

2.3 Определение силы давления на поршень………………………………..13

2.4. Построение графиков приведённых моментов………….……………...14

2.5. Построение графика суммарной работы…………………………….….15

2.6. Определение суммарного приведенного момента инерции…………..15

2.7. Построение графика кинетической энергии и угловой скорости.…..16

2.8 Определение параметров необходимой маховой массы…………..17

3. Силовой расчет.

3.1. Определение скоростей точек и звеньев механизма……………18

3.2. Определение ускорений точек и звеньев механизма. ………..…19

3.3. Определение главных векторов сил инерции и главных

моментов сил инерции…………………………………………………..21

3.4. Определение усилий в кинематических парах………………………….21

3.5. Определение момента сопротивления …………………………………..22

4. Проектирование кулачкового механизма.

4.1. Построение графика передаточной функции

скорости и перемещения толкателя……………………………………...23

4.2. Построение допустимой области расположения центра

вращения кулачка………………………………………………………….24

4.3. Построение профиля кулачка…….………………………………………25

4.4. Построение графика изменения углов давления………………………..25

5. Проектирование зубчатой передачи……………………………………..….26

5.1. Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных

показателей работы зубчатой передачи……………….………………….….28

5.2 Построение станочного зацепления при x1=0.5…………………..……..28

5.3 Построение проектируемой зубчатой передачи…………………………29

6. Проектирование планетарного редуктора……………………….………….29

Заключение………………………………………………………………………33






Реферат


Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту ’’Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости’’ содержит 35 страниц машинописного текста, 7 рисунков, 11 таблиц.

В расчётно-пояснительной запике приведено:

Проведено:

  • Проектирование основного механизма двигателя и определения закона его движения;

  • Силовой расчет механизма;

  • Проектирование кулачкового механизма с качающимся толкателем.

  • Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора.























Техническое задание.

Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости.

Краткое описание работы механизмов автомобиля.

Легкий автомобиль повышенной проходимости имеет четыре ведущих колеса и предназначается для перевозки грузов до 500 кг по горным и лесным дорогам со скоростью до 58 км/час. Колесный ход автомобиля (рис. 21—1) состоит из силовой установки (двигатель 1 с маховиком) и трансмиссии, включающей муфту сцепления с коробкой передач 2, ходовой механизм 3—4 и ведущие колеса 5.

Рис.1.

Двухцилиндровый четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания (рис. 1) развивает мощность до 25 л.с. Различают два режима работы двигателя: 1) номинальный режим (при движении автомобиля), когда муфта сцепления включена (коленчатый вал соединяется с остальными механизмами трансмиссии) и 2) холостой режим работы, когда муфта сцепления выключена. Рабочий цикл в каждом цилиндре двигателя совершается за два оборота коленчатого вала и характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 2). Сплошной линией очерчена индикаторная диаграмма для номинального режима работы двигателя; пунктирной – для холостого режима. Данные для построения индикаторных диаграмм приведены в таблице 2. Основной механизм двигателя состоит из двух одинаковых горизонтальных кривошипно-ползунных механизмов ( 1-2-3 и 1-4-5), кривошипы которых располагаются под углом 180o друг к другу на одном коленчатом валу, на котором размещён маховик 17.

Рис. 2.


Рис. 3.


Порядок работы механизмов и чередование процессов в цилиндрах

следующие:

Таблица 1.


Угол поворота коленчатого вала

0 - 180o

180 - 360o

360 - 540o

540 - 720o

Левый цилиндр

Расширение

(р.х.)

Выпуск

Всасывание

Сжатие

Правый цилиндр

Всасывание

Сжатие

Расширение

(р.х.)

Выпуск

Управление газораспределением в цилиндрах 6 осуществляется подвесными клапанами 7-10, которые приводятся в движение кулачковым механизмом 12-13 ( рис. 3). Кулачки закреплены на валу 14, который кинематически связан с коленчатым валом через зубчатую передачу 15-16. Движение клапанам передаётся через рычажную систему 8-9-11-12, передаточное отношение которой U12-9129



Рис. 4

Качающийся толкатель 12 имеет ускорение, которое изменяется по закону, представленному на рис. 4. Работа клапанов строго увязана по фазам с вращением коленчатого вала, угловая скорость которого в два раза больше угловой скорости кулачкового вала. Движение каждому ведущему колесу автомобиля передаётся от дифференциалов через карданный вал 18 и зубчатую передачу 19-20 ( рис. 5 ). Планетарная коробка скоростей обеспечивает получение четырёх скоростей и задний ход. 1-я передача, кинематическая схема которой представлена на рис. 6, состоит из колёс 3-2-1-7-8-9 и водила в, образующих сдвоенный планетарный механизм. Передаточное отношение коробки передач в этом случае

U3B=U37U7B

рис. 5

При проектировании и исследовании механизмов автомобиля считать известными параметры, приведенные в таблице 2.



Таблица 2.

Исходные данные



Параметр

Обозначение

Размерность

Значение

1

Средняя скорость поршня

(VB)ср

м/с

9.84

2

Диаметр цилиндра

м

0.078


3

Отношение длины шатуна к длине кривошипа

;

-

3.48

4

Отношение расстояния от центра тяжести шатуна до точки A к длине шатуна

;

-

0.26

5

Число оборотов коленчатого вала двигателя при номинальной нагрузке

n 1ном.

об/мин

4100

6

Число оборотов коленчатого вала при холостом режиме

n 1хх

об/мин

1250

7

Вес шатуна

кг

0.34

8

Вес поршня

кг

0.355

9

Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна

I2s; I4s

кгм2

0.00016

10

Максимальное давление в цилиндре двигателя при номинальной нагрузке

(p max)ном

кПа

2599,65

11

Максимальное давление в цилиндре двигателя при холостом режиме

(p max)хх

кПа

1010,43

12

Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала при холостом режиме

-

1/30

13

Момент инерции коленчатого вала

(без маховика)

I10

кгм2

0.0010

14

Угловая координата кривошипа для силового расчета

град

150

15

Эффективная мощность двигателя при номинальной нагрузке

Nе ном

л. с.

22

16

Механический КПД двигателя

-

0.835

17

Приведённый к валу двигателя момент инерции вращающихся деталей привода автомобиля

Iпр 0

кгм2

0,0096

18

Подъём клапана

h к

м

0.0065

19

Передаточное отношение рычажной системы привода клапана

u12-9

-

0.99

20

Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме

α доп

град

30

21

Длина рычага толкателя

м

0.06

22

Соотношение между ускорениями толкателя

-

3.1

23

Угол рабочего профиля кулачка

φ раб

град

108

24

Радиус скругления толкателя кулачка

м

0.012

25

Межосевое расстояние колёс 19 и 20 ходового механизма

А

м

0.090

26

Передаточное отношение колёс 19 и 20

u19-20

-

2.72

27

Модуль зубчатых колёс 19 и 20

т

мм

3.5

28

Угол наклона зуба для колёс 19 и 20

град

0

29

Передаточное отношение 1-й передачи коробки скоростей

u39=u37u79

-

1.334.0

30

Число сателлитов в планетарном редукторе

К

-

3

31

Параметры исходного контура реечного инструмента

град

20

χ и

-

1

χ с

-

0.25
























Таблица 3

Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального давления Pmax в зависимости от положения поршня.

Холостой ход:

Путь

поршня

(в долях Н)

0

0.025

0.05

0.1

0.2

0.3

0.4

Расширение

0.6

1

0.81

0.62

0.04

0.29

0.21

Выпуск

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

Всасывание

0.028

0

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

Сжатие

0.6

0.46

0.4

0.3

0.18

0.11

0.068

Путь

поршня

(в долях Н)

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Расширение

0.15

0.12

0.09

0.064

0.046

0.032

Выпуск

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

0.032

Всасывание

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

Сжатие

0.038

0.018

0

-0.011

-0.02

-0.028























Номинальный режим:

Путь

поршня

(в долях Н)

0

0.025

0.05

0.1

0.2

0.3

0.4

Расширение

0.40

1.0

0.96

0.83

0.62

0.46

0.36

Выпуск

0.005

0.005

0.0054

0.005

0.005

0.005

0.005

Всасывание

+0.005

0

0.006

0.006

0.006

0.006

0.006

Сжатие

0.40

0.28

0.26

0.2

0.11

0.069

0.046

Путь

поршня

(в долях Н)

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Расширение

0.28

0.22

0.19

0.15

0.12

0.094

Выпуск

0.006

0.006

0.006

0.006

0.006

0.006

Всасывание

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

Сжатие

0.03

0.014

0

-0.0014

-0.003

-0.006















1. Проектирование кривошипно-ползунного механизма .


Проектирование кривошипно-ползунного механизма ведется по средней скорости поршня (ползуна). При этом известными являются следующие параметры: средняя скорость поршня Vср=9.84 м/с, частота вращения вала кривошипа n=4100 об/мин, отношение длин шатуна к длине кривошипа = =3.48, отношение расстояния от центра тяжести шатуна до точки А к длине шатуна = =0.26.

Кривошип совершает один оборот в течение времени, равного



Учитывая, что механизм движется с одинаковой средней скоростью в прямом и обратном направлениях, вычисляют ход ползуна:



Для центрального кривошипно-ползунного механизма ход ползуна равен длине кривошипа AA’:



По заданному соотношению находят длину шатуна lAB=0.125 м, расстояние до центра масс lAS2=lABλ2,


=0.0325 м.


Масштаб построения

=700 мм/м.


Угол поворота начального звена разбивают на 24 равных интервала по 30o. Отчёт угла поворота проводят от горизонтальной оси, когда поршень (звено 3) находится в левом мёртвом положении.

2. Определение закона движения механизма.

2.1. Построение индикаторной диаграммы и графика силы.


Индикаторную диаграмму строят по заданной таблице значений давления в цилиндре на поршень.

Выбираем масштаб:



Для определения максимальной силы давления на поршень F необходимо умножить давление на площадь поршня. При построении графика силы, действующей на поршень, ординаты этого графика принимают по модулю равными ординатам индикаторной диаграммы. Знак силы определяется классическим способом: по знаку работы.

Масштаб для графика силы:


2.2. Определение передаточных функций скоростей кривошипно-ползунного механизма.


Искомые передаточные функции находят по следующим формулам:

; ;U21=2/1 , где

1 - угловая скорость кривошипа 1 [рад/с];

2 - угловая скорость шатуна 2 [рад/с];

VB, VS2 - скорости точек B и S2 соответственно [м/с].

Значения передаточных функций получены с помощью программы

«Diada» .

Таблица с результатами работы этой программы:


Таблица 4:

Угол

Vqb

U21

0

0

-0,29

30

0,0135

-0,25

60

0,0265

-0,15

90

0,0360

0

120

0,0358

0,15

150

0,0225

0,25

180

0

0,29

210

-0,0225

0,25

240

-0,0358

0,15

270

-0,0360

0

300

-0,0265

-0,15

330

-0,0135

-0,25

360

0

-0,29



Масштабы графиков:


=1000 мм/м, =200 мм/ед., =19.1 мм/рад .


2.3 Определение силы давления на поршень.


Силу давления на поршень определяют из графика силы, деля значения ординат на масштаб

Таблица 5.

Угол

Перемещение поршня SB, м

0

0

2896,8

30

0,0061

3211,1

60

0,0020

1377,9

90

0,0413

614,6

120

0,0580

304,2

150

0,0685

176,2

180

0,0720

154,5

210

0,0685

141,9

240

0,0580

75,3

270

0,0413

-91,7

300

0,0020

-498,7

330

0,0061

-1554,1

360

0

-2877,5

390

0,0061

+135,2

420

0,0020

-135,2

450

0,0413

-135,2

480

0,0580

-135,2

510

0,0685

-135,2

540

0,0720

-135,2

570

0,0685

-135,2

600

0,0580

-135,2

630

0,0413

-135,2

660

0,0020

-135,2

690

0,0061

-135,2

720

0

-135,2


2.4. Построение графиков приведённых моментов.


Суммарный приведенный момент является суммой приведенного движущего момента Mдпр и приведенного момента сопротивления Mспр. Для определения Мдпрвоспользуемся формулой Мдпр=Fд |VQB|.

Числовые данные приведены в таблице 6:


Таблица 6.

град

SB, М

VqB, , м

Fд3,Н


, Нм

0

0

0

2896,8


0

30

0,0061

0,0135

3211,1


43,349

60

0,0020

0,0265

1377,9


36,541

90

0,0413

0,0360

614,6


22,126

120

0,0580

0,0358

304,2


10,890

150

0,0685

0,0225

176,2


3,965

180

0,0720

0

154,5


0

210

0,0685

-0,0225

141,9


-3,193

240

0,0580

-0,0358

75,3


-2,696

270

0,0413

-0,0360

-91,7


3,301

300

0,0020

-0,0265

-498,7


13,216

330

0,0061

-0,0135

-1554,1


20,980

360

0

0

-2877,5


0

390

0,0061

0,0135

+135,2


1,825

420

0,0020

0,0265

-135,2


-3,583

450

0,0413

0,0360

-135,2


-4,867

480

0,0580

0,0358

-135,2


-4,840

510

0,0685

0,0225

-135,2


-3,042

540

0,0720

0

-135,2


0

570

0,0685

-0,0225

-135,2


3,042

600

0,0580

-0,0358

-135,2


4,840

630

0,0413

-0,0360

-135,2


4,867

660

0,0020

-0,0265

-135,2


3,583

690

0,0061

-0,0135

-135,2


1,825

720

0

0

-135,2


0



График приведённого момента от силы давления для правого цилиндра сдвинут относительно графика для левого на 2π. Сложение моментов проводится графически. Моментом от сил тяжести звеньев 2 и 4 пренебрегают ввиду их малости по сравнению с моментами от сил давления.

Масштаб приведённых моментов =2 мм/Нм, масштаб угла поворота =19,1 мм/рад.

График суммарного приведённого момента Мпр () строят, складывая с учётом знака ординаты графиков Мдпр() и Мспр(), который будет найден в после построения графика работы.



2.5. Построение графика суммарной работы.

Суммарноя работа приведенного суммарного момента сил вычисляется по формуле: AΣ=

График работы сил давления строится графическим интегрированием графика суммарного момента сил давления. Получившийся график не касается оси абсцисс в конечной своей точке – это результат действия момента сил сопротивления. Отсюда находят работу сил сопротивления и величину момента сил сопротивления. Опуская график работы сил давления так, чтобы работа за цикл всех сил была равной нулю, получают график суммарной работы.

Масштаб работы =1 мм/Дж



2.6. Определение суммарного приведенного

момента инерции.

Суммарный приведенный момент инерции всего механизма равен сумме приведенных моментов инерции всех его звеньев. Суммарный приведенный момент инерции второй группы звеньев (ползунов 3,5 и шатунов 2,4) рассчитывается по формуле: Iпр II=2(Iпр 3+ Iпр + Iпр 2п) где Iпр 3 - приведенный момент инерции цилиндра 3 и 5 при его поступательном движении; Iпр 2п -приведенный момент инерции шатуна 2 и 4 при его поступательном движении; Iпр - приведенный момент инерции шатуна 2 и 4 при его вращательном движении.

Приведенные моменты инерции элементов при поступательном движении рассчитываются по формулам:

, где

V-скорость поступательного движения звена [м/с];

-угловая скорость кривошипа 1 [рад/с];

m -масса звеньев 3 и 2 соответственно [кг].


Приведенный момент инерции шатуна 2 при его вращательном движении рассчитывается по формуле:

, где

1 и 2 -угловые скорости кривошипа 1 и шатуна 2 [рад/с];

I2s -момент инерции шатуна 2 относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна [кгм2].


Числовые данные для построения графиков Iпр II(φ) ; Iпр 3 (φ) ; Iпр (φ) ;

Iпр 2,4п(φ) приведены в таблице 7:


Таблица 7

град

J3,5 *40000

J2,4п*40000

J2,4в*40000

J2,4*40000

JΣ*40000

0

0

9,62

5,38

15

30

30

2,6

11,12

4

15,12

15,6

60

10

14,63

1,44

16,07

52,14

90

18,4

17,63

0

17,63

72,06

120

18,2

16,66

1,44

18,1

72,06

150

16,24

12,24

4

16,24

46,88

180

15

9,62

5,38

15

30



Данные в таблице приведены в размерности кг м2.

Период получающихся графиков 2π, внутри периода графики симметричны относительно прямой φ=π.

Масштаб моментов инерции =40000 мм/кг м2.



2.7. Построение графика кинетической энергии и угловой скорости.


График полной кинетической энергии ТII(1*) получаем по зависимости

График кинетической энергии ТII(1) (приближённый) второй группы звеньев получается после выполнения перехода от построенного графика (1) пересчитав масштаб по формуле: µT=2µJ1ср2, =4,67 мм/Дж, т.к. .

ω1ср=2πn1хх, ω1ср =130,9 рад/с.

График кинетической энергии ТI(1*) I группы звеньев (приближённый) строят по уравнению: ТI=Т-ТII.

В каждом положении механизма из ординат кривой Т(1*) вычитают ординаты yII(), равные значениям ТII в соответствующих положениях механизма. Ординаты yII берут с графика ТII(1).

График (приближённый) угловой скорости 1(1**) получают осуществив переход от графика ТI(1*), т.е. определяив масштаб угловой скорости по формуле: μ ω= μ АIпр Iω1ср, = 10,9 мм/радс-1.

Расстояние от линии 1ср до оси абсцисс находят по формуле: yω1ср=ω1срµω; yω1ср=1426,8 мм

Tнач=w1нач2Jпрнач/2=696,92 Дж



2.8 Определение параметров необходимой маховой массы.


Максимальное изменнение (ТI)max за период цикла ТImax TImin=ΔyTнбА

ТImax TImin=47.65 Дж.

Тогда Iпр ITнб/(ω1срδ) , Iпр I =0,0834 кгм2

Момент инерции дополнительной маховой массы Iмах определяютпо формуле Iмах= Iпр IIпрвр.дет , Iмах =0.0728 кгм2.

Маховик изготовляют в виде сплошного диска. В осевом сечении обод маховика имеет форму прямоугольника, стороны которого ограничиваются наружным диаметром D и толщиной b. Соотношение между размерами записывается в виде безразмерного коэффициента . Плотность материала маховика =7800 кг/ м2, тогда при =0.2 расчётные формулы имеют вид: диаметр D=0.366 , D=0.2167 м;


ширина b=0.2D, b=0.043 м;

масса m=1230, m=12,516 кг



Основные результаты проектирования механизма и исследования его движения:

Таблица 8.

Наименование параметра

Обозначение

Размерность

Числовое значение

  1. Размеры звеньев проектируемого механизма

lOA,

lAB

м

0.036,

0.125

  1. Среднее число оборотов звена приведения


Об/мин

1250

  1. Максимальная величина приведённого движущего момента

Нм

46.61

  1. Максимальная величина приведённого момента сопротивления

Нм

2.21

  1. Наибольшее изменение кинетической энергии всего механизма во время цикла

Tнб

Дж

50.58

  1. Максимальное значение суммарного приведённого момента инерции тех звеньев, у которых величина приведённых моментов инерции переменна.

(max

кгм2

0.0018

  1. Максимальное значение суммарной кинетической энергии звеньев, приведённый момент инерции которых –величина переменная.

Tmax

Дж

747.5

  1. Наибольшее изменение в течение цикла кинетической энергии звеньев, приведённый момент инерции которых – величина постоянная.


Дж

47.67

  1. Момент инерции дополнительной маховой массы


кгм2

0.0728





3. Силовой расчет.

Силовой расчет механизма проводится для положения механизма, соответствующего углу поворота кривошипа 1 =150о при номинальном режиме нагружения. Из расчета, проведенного на первом листе, известны геометрические параметры звеньев механизма: длина кривошипа lOA= lOA =0.036м, длина шатуна lAB =lAB= 0.125м и расстояние до центра масс lAS2 = lAS4 =0.0325 м.



3.1. Определение скоростей точек и звеньев механизма.

Зная длину кривошипов ( OA и OA1 ) и частоту вращения w=132,9 рад/с, находят скорости точек A и A1 по формулам: V= ωl, где

V - скорость конца кривошипа [м/с];

- длина кривошипа [м];

Для нахождения скоростей точки составляют векторное уравнение:

, где

- скорость точки В, известная только по направлению (направлена горизонтально) ;

- скорость точки А , известная и по значению и по направлению (= wlOA=4.6м/с и OA);

- скорость точки В вокруг А, известная нам только по направлению (BA).

Выбирают полюс скоростей pv и в масштабе v=15мм/мс-1 откладывают вектор скорости и прямую, на которой лежит вектор. Через конец вектора проводят прямую, на которой лежит вектор . Пересечение двух прямых даст скорость точки В.

Модули искомых скоростей получают по формуле: VB= 1,79 м/с ;

VBA =4,18 м/с.

Аналогично проводят построение планов скоростей для других двух цилиндров, приняв за полюс точку Pv.

Угловые скорости звеньев 2, 4 вычисляем по формулам:

2 = VBA / lAB = 4, так как размеры кривошипов одинаковы.

Получаем 2=4 =33,4 рад/с.



3.2. Определение ускорений точек и звеньев механизма.


Угловое ускорение 1 определяют по формуле: (по свойству производной),

где Iпр - суммарный приведенный момент инерции механизма определяется по формуле : Iпр=I10+I2-3пр+ I10пр;

здесь I10пр – приведённый момент инерции вращающихся деталей привода от коленчатого вала к колёсам (включая и колёса), а I10 и I2-3пр берутся из расчётов к листу 1. Получим Iпр=0.0846 кгм2

1 - угловая скорость кривошипа [рад/с];

I и - масштабы графика Iпр() по осям ординат и абсцисс соотоветственно =19,1 ; I=40000 ;

tg - угол наклона касательной, построеной в соответствующей точке, к графику Iпр(). Для точки соответствующей углу поворота кривошипа на 150o tg=-0,145.

Мпр - суммарный приведенный момент на коленчатом валу двикателя определяется по формуле: М = Мспр+Мдпр .

В соответствии с указаниями, данными в задании:

=45,15 Нм

Мдпр =1,665 Нм.


Получено 1=-511,6 рад/с2.

Для определения ускорений звеньев механизма разобивают его на два кривошипо-ползунных механизма ( ускорения определяют отдельно для двух цилиндров, а для построения планов ускорений используют один и тот же полюс).

Проведят расчет для первого цилиндра. Для этого составляют векторное уравнение:

;

, где

- нормальная составляющая ускорения точки А,  OA

и = 2 lOA=635,84 м/с2

- тангенсальная составляющая ускорения точки А, OA

и =lOA=18,42м/с2;

-нормальная составляющая ускорения точки В вокруг А,

 AB и =22 lAB = 140,98 м/с2;

- тангенсальная составляющая ускорения точки В вокруг А,

AB, модуль вектора неизвестен;

- ускорение точки В. Вектор лежит на горизонтальной прямой, его модуль неизвестен.

- ускорение точки S2 вокруг А,

- ускорение точки S2.

Из многоугольника ускорений получаем:

aB =461.75м/с2 ; a BA = 316.95 м/с2 ;

=82.5 м/с2; aS2 =579.1м/с2 .

Угловое ускорение звена 2 вычисляем по формуле:

2 = / l AB = 2277.6 рад/с2 .

Ускорения второй группы звеньев будут соответственно равны, так как механизм симметричен.





3.3. Определение главных векторов сил инерции и главных моментов сил инерции.


При силовом расчете удобно использовать метод , с помощью которого уравнениям динамики по форме придается вид уравнений статики вводя в уравнения силы инерции и моменты инерции. В этом случае геометрическая сумма задаваемых сил , реакций связи и сил инерции равна нулю. Аналогично сумма моментов от заданных сил , реакций связи , сил инерции и моментов инерции равна нулю:

Для тела , совершающего плоское движение , различают главный вектор сил инерции звена приложенный в центре масс и определяемый формулой:

и главный момент сил инерции определяемый формулой:

Определим значения сил и моментов, действующих на механизм :

G3=G5=m3g=3.48Н;

G2=G4=m2g=3.33Н;

Ф24= m2aS2=196.9Н;

Ф35= m3aB2=163.9Н ;

MФ2= MФ4=2IS2=3.57Нм;


3.4. Определение усилий в кинематических парах.

Для определения усилий в кинематических парах механизма, расчет проводят отдельно для двух кривошипо-ползунных механизмов, находя для каждого из них реакции, действующие в шарнирах A,A1. Определив значения и направления этих реакций, рассматривают равновесие звена 1, состоящего из двух кривошипов, и находят значение момента сопротивления, приложенного к этому звену.

Записывают уравнение моментов относительно шарнира B. Это уравнение имеет вид:

-MФ2 - G2hG2 + Ф2 hФ2 - = 0 (*)

HG2=0.0896 м;

hФ2= 0.023м;

h= 0.125м;


Из уравнения () находят : = 5,28 Н.

Строят план сил и, зная линии действия F30 и , находят их значения.

Для нахождения реакции в шарнире B составим план сил :

F23 =F33 +F30, где F33,F30 - силы найденные выше (- направлена горизонтально направлена в противоположном направлении ускорению ; направлена вертикально вверх).

Из плана сил получают значения реакций:

;

;

;

;

;

;

.


3.5. Определение момента сопротивления .

Момент сопротивления определяется из условия равновесия механизма относительно шарнира O. Для этого записывается уравнение моментов относительно точки О:

МдсФ=0

,где Мд= Q14hQ14 +Q12hQ12

Q12, Q14, - силы, действующие на шарниры A, A1:

hQ12, hQ14- расстояния от линий действия сил Q12, Q14 до точки О:

hF12=0.013 м; hF14 =0.012 м.

МФ - момент инерции первого звена, МФJΣпр=9.92 Нм.

Момент сопротивления равен =41.066 Нм.

Сравнивают полученное значение момента сопротивления, со значением расчитанным ранее Мс =45,15 Нм. Погрешность расчёта составила 9.


Основные параметры силового расчёта механизма

Таблица 9.

Наименование параметра

Обозначение

Размерность

Числовое значение

  1. Угловая координата звена приведения

φ1

град

150

  1. Угловое ускорение звена приведения

ε1

Рад/с2

511.6

  1. Главные векторы сил инерции звеньев механизма

Фs2=Фs4,

Фs3=Фs5

Н

197,

169.9

  1. Главные моменты сил инерции звеньев механизма

Мфs2= Мфs4,

Мфs1

Нм

3.57,

42.67

  1. Силы во всех кинематических парах

Н

;

;

;

;

;


  1. Момент сопротивления (в результате силового расчёта)

Мс

Нм

41.066



4. Проектирование кулачкового механизма.

В двигателе внутреннего сгорания управление газораспределением осуществляется с помощью кулачкового механизма, состоящего из кулачка и качающегося толкателя. В техническом задании определен закон изменения ускорения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Кроме того, определены следующие исходные данные:

Угол рабочего профиля кулачка, р - 108 град;

Подъём клапана, hк - 0,0065 м;

Передаточное отношение рычажной системы привода клапана, i12-9=0.99

Допустимый угол давления, [] - 30 град;

Длина рычага толкателя, LNK=0.06м;

Соотношение между ускорениями толкателя =3.1;

Радиус скругления толкателя кулачка Rт=0.012м.


4.1. Построение графика передаточной функции

скорости и перемещения толкателя.


Путем последовательного графического интегрирования заданной функции изменения ускорения толкателя получаем графики передаточной функции скорости и перемещения толкателя. По графику перемещения толкателя определяем максимальное значение перемещения, которое в данном случае равно Y max=54.675 мм, что соответствует ходу толкателя h=hk/i12-9=0.006566 м. Исходя из полученного результата, находим масштаб графика перемещения толкателя:

µ s=Ymax/h; , µ φ=b/φр=127.32 мм /рад где

b=240 база графика по оси абсцисс [мм].

Приняв отрезки интегрирования OК равными 50 мм, определяем масштабы графиков передаточной функции скорости толкателя и его ускорения: µ Vq= µ s*K2/ µ φ; µ aq= µ Vq*K1/ µ φ

Получим: µ s=8328 мм/м

µ φ=127.32 мм/рад

µ Vq=3270.5 мм/мрад-1

µ aq=1284.36 мм/мрад-2



4.2. Построение допустимой области расположения центра вращения кулачка.


Для определения допустимой области расположения центра вращения кулачка необходимо произвести построение его фазового портрета. Эта операция сводится к построению зависимости передаточной функции скорости толкателя от его перемещения. Затем проводят вертикальные прямые касательные к крайним точкам фазового портрета и откладывают от них допустимые углы давления. Проведя под этим углом прямые до их пересечения, получают точку, являющуюся центром кулачка минимальных размеров. Такой кулачок будет обеспечивать прямой и обратный ход толкателя без заклинивания.

Вся область, расположенная под этой точкой и ограниченная двумя прямыми, является областью, каждая точка которой может быть центром вращения кулачка, обеспечивающего прямой ход и реверс без заклинивания.


Масштаб фазового портрета: 3000мм/м.

рис. 6.

4.3. Построение профиля кулачка.


Для построения профиля кулачка проведем из центра вращения кулачка в масштабе S окружности, радиусы которых равны ro и aw. Точку O1 cоединяем с произвольно выбранной точкой K0 на окружности радиуса aw. От луча O1K0 в направлении - откладываем угол рабочего профиля кулачка р. Дугу, соответствующую углу р, делим на части в соответствии с делением оси 1 на графике SN(1). Из точек K0, K1, K2... проводим дуги радиусом LNK от точек 0,1,2.. на окружности радиуса ro. От точек 0,1,2, ... по дугам откладываем в масштабе перемещения точки N толкателя -SB. Соединяя полученные точки N0..Ni плавной кривой, получим теоретический профиль кулачка. Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строим эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведённым из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.

Масштаб S=3000мм/м.


4.4. Построение графика изменения углов давления.

График изменения угла давления на фазе удаления толкателя при рабочем направлении вращения кулачка и при его реверсе строим с использованием фазового портрета кулачка.

В программе ACAD используем функцию angular .

Тот же результат получается при вычислении угла давления по формуле:



Основные результаты проектирования кулачкового механизма

Таблица 10.

Наименование параметра

Обозначение

Размерность

Числовое значение

  1. Минимально допустимый радиус кулачка(по центровому профилю)

r0

мм

19.61

  1. Расстояние между осями вращения кулачка и толкателя

aw

мм

62.88


5. Проектирование зубчатой передачи.


Необходимо спроектировать цилиндрическую зубчатую передачу, осуществляемую колесами 19 и 20. В качестве известных параметров принимается:

Межосевое расстояние колес аw=0.09 м

передаточное отношение U19-20=2.72;

модуль зубчатых колёс m=3.5;

угол наклона зуба =0.

Параметры исходного контура реечного инструмента: =20; ha*=1;

c*=0.25.

По заданому межосевому расстоянию определяют число зубьев шестерни и колеса. Для шестерни: z1=2*aw/(1+U12)/m ; z1=14

где m=3.5 мм- модуль;

для колеса: , z2=38.

Угол профиля α =20

С помощью программы Winzub получают характеристики станочного зацепления и зубчатой передачи:

Задано: Шестерня Колесо

Числа зубьев: Z1 = 14 Z2 = 38

Модуль m = 3.5 мм

Передача прямозубая

Выбрано: Смещение рейки: X1 = 0.50 X2 = -0.77

Результаты расчета:

Делительная окружность: R1 = 24.500 мм R2 = 66.500 мм

Основная окружность: Rb1 = 23.022 мм Rb2 = 62.490 мм

Окружность вершин: Ra1 = 29.707 мм Ra2 = 67.250 мм

Окружность впадин: Rf1 = 21.875 мм Rf2 = 59.418 мм

Начальная окружность: Rw1 = 24.231 мм Rw2 = 65.769 мм

Межцентровое расстояние Aw = 90.000 мм

Угол зацепления Alfaw = 18.170 град.

Воспринимаемое смещение y = -1.000 мм ( -0.286)

Уравнительное смещение delta y = 0.043 мм ( 0.012)

Высота зуба h = 7.832 мм

Толщина зуба:

по делительной окружности S1 = 6.772 мм S2 = 3.527 мм

по окружности вершин Sa1 = 1.292 мм Sa2 = 2.992 мм

Параметры рейки: шаг P = 10.996 мм

Угол главного профиля Alfa = 20.0 град.

Радиус закругления Ro = 1.330 мм

Торцевой зазор с = 0.875 мм

Данные для построения графиков качественных характеристик:

Смещение:Перекрытие:Заострение:Скольжение:Скольжение:Давление:

X1 Eps Sa1/m Lam1 Lam2 Teta

0.0 1.65 0.66 - 0.93 0.63

0.1 1.63 0.61 - 1.05 0.63

0.2 1.60 0.56 19.36 1.18 0.63

0.3 1.57 0.50 6.14 1.32 0.63

0.4 1.54 0.44 3.16 1.48 0.63

0.5 1.51 0.37 1.85 1.65 0.63

0.6 1.47 0.30 1.11 1.84 0.63

0.7 1.42 0.22 0.63 2.05 0.63

0.8 1.37 0.14 0.30 2.29 0.63

0.9 1.32 0.05 0.05 2.56 0.63

1.0 1.26 -0.04 - 2.86 0.63

1.1 1.19 -0.14 - 3.22 0.63

1.2 1.12 -0.24 - 3.63 0.63

Данные для построения профилей зубьев:

Z1 = 14 Z2 = 38 X1 = 0.500 X2 =-0.773


По данным, приведённым в таблице выше строятся графики (рис.7). С помощью графиков производится выбор коэффициента смещения x1, от которого зависят качественные и геометрические показатели проектируемого зубчатого колеса.

Рис. 7.



5.1. Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи

При выборе коэффициента смещения x1 необходимо добиться выполнения следующих основных требований :

  1. При работе передачи не должно происходить заклинивания.

  2. У проектируемой передачи должно отсутствовать такое явление как подрезание зубьев, и их толщина на окружности вершин не должна быть меньше допустимой.

  3. Коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого.

Из всех коэффициентов смещения, для которых выполняются три этих требования, выбирается тот, при котором скорости износа шестерни и колеса ближе всего по значениям.

Минимальное смещение , при котором отсутствует подрезание:

x1min=0.16 мм.

Максимальное смещение определяется границей зоны заострения, т.е. такой параметр как должен быть больше или равен 0.2. Границе зоны заострения соответствует смещение x1>0.72 мм. Эта граница отмечена вертикальной линией и штриховкой на запрещенной стороне.

Ограничение коэффициента смещения по коэффициенту торцевого перекрытия []=1.45 составляет x1>0.64 мм.. Эта граница также отмечена вертикальной линией и штриховкой на запрещенной стороне.

Выбирают коэффициент смещения x1 из интервала допустимых значений. x1=0.5 (по ГОСТ 16573-70).


5.2 Построение станочного зацепления

при x1=0.5.


Профиль зуба изготовляемого колеса (шестерни) образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает истинный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура, а переходная кривая профиля зуба – закруглённым участком.

Проводят делительную (R1) и основную окружности (Rb1), окружности вершин (Ra1) и впадин (Rf1).

Откладывают от делительной окружности (с учётом знака) выбранное в результате анализа смещение, и проводят делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента. На расстоянии ha*m вверх и вниз от делительной прямой проводят прямые граничных точек, а на расстоянии (ha*m+c*m) – прямые вершин и впадин; станочно-начальная прямая Q-Q проводится касательно к делительной окружности в точке P0 (полюс зацепления).

Проводится линия станочного зацепления N1P0 через полюс станочного зацепления касательно к основной окружности в точке N1.

Строится исходный прозводящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью.Затем производится построение профиля зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура в точке К.



5.3 Построение проектируемой зубчатой передачи.


Откладывается межосевое расстояние aw и проводятся окружности начальные (Rw1,Rw2), делительные (R1,R2) и основные (Rb1,Rb2), окружности вершин (Ra1,Ra2) и впадин (Rf1,Rf2).

Проводится линия зацепления через полюс зацепления, касательно к основным окружностям колёс. Точки касания N1 и N2 называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления. Буквами B1 и B2 отмечается активная линия зацепления. Точка B1 является точкой пересечения окружности вершин колеса с линией зацепления и называется точкой начала зацепления, а точка B2 является точкой пересечения окружности вершин шестерни с линией зацепления и называется точкой конца зацепления.

Строятся на каждом колесе профили трёх зубьев, причём точка контакта К должна располагаться на актвной линии зацепления. Профили зубьев шестерни могут быть перенесены на чертёж проектируемой передачи со схемы станочного зацепления; эвольвентная часть профиля зуба колеса строится обычным образом, как траектория точки прямой при перекатывании её по основной окружности без скольжения и переноситься в точку контакта зубьев К на линию зацепления. Переходная часть профиля зуба строиться приближённо. При условии (Rb2-Rf2)>0.4m эвольвентную часть сопрягают с окружностью впадин радиусом ρf* m. От построенного профиля зуба откладывается толщина зуба по делительной окружности и проводиться аналогичный профиль другой стороны зуба. Профили двух других зубьев располагаются на расстоянии шага P2.


6. Проектирование планетарного редуктора.


Планетарная коробка передач состоит из двух однорядных планетарных редукторов с тремя сателитами. При проектировании редуктора используются следующие данные:

Передаточное отношение, U= U37 U =1.33 4.0;

Число сателитов, k=3.

Проектируемый редуктор должен удовлетворять следующим требованиям:

  1. Он должен обеспечивать необходимое передаточное отношение.

2.Должно соблюдаться условие отсутствия подрезания, т.е. при колесах нарезанных стандартным инструментом без смещения (при ; ) Zmin должно быть больше 18, а Z9 должно быть не меньше 85.

3. Должно соблюдаться условие соосности, т.е. оси центральных колес при назначенных Z должны совпадать с осью водила.

4. Должно выполняться условие соседства (совместности), т.е. должна быть возможность размещения нескольких сателитов по общей окружности в одной плоскости без соприкосновения друг с другом.



5) Должно соблюдаться условие сборки, т.е. должна обеспечиваться возможность одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при равных углах между сателитами.


Для левой части редуктора эти условия имеют вид:

  1. Методом обращения движения получено:

;

Пусть U=1.35, тогда ;

2)Z1,2>17, Z3>85, Z3-Z2>8;

3)Z1+Z2=Z3-Z2;

4))>;

5)

Исходя из вышеперечисленных условий находим:

Z1=30

Z2=35

Z3=100

Проверка:

1)Z2/Z3+1=U;

35/100+1=1.35= U;

2)Z1,Z2>18; Z3>85;

3)Z1+Z2=Z3-Z2;

30+35=100-35;

4)sin(π/3)>(Z2+2h*a)/(Z1+Z2);

Sin(π/3)>(35+2)/(30+35);

0.866>0.569;

5)Z1U(1+kP)/3=Ц;

30*1.35*(1+3*3)/3=135;


m=1мм,

тогда d1=mZ7=30мм, d2=mZ8=35мм, d3=mZ9=100мм

Вычерчивают планетарный редуктор в масштабе µl=1000 мм/м

Наносят распределение скоростей VA=0, Vo=0, Vc= ωr3.

Масштаб скоростей: µv=4 мм/мс-1

Определяют передаточное отношение редуктора: U7B(9)7B=tg7)/tgB)=CC’/CC”=1.3.




Для правой части редуктора эти условия имеют вид:

  1. Методом обращения движения получено:

1-= ;

2)Z7,8>17, Z9>85, Z9-Z8>8;

3)Z7+Z8=Z9-Z8;

4))>;

5)

Исходя из вышеперечисленных условий находим:

Z7=30

Z8=30

Z9=90

Проверка:

1)Z9/Z7+1=U;

90/30+1=4= U;

2)Z7,Z8>18; Z9>85;

3)Z7+Z8=Z9-Z8;

30+30=90-30;

4)sin(π/k)>(Z8+2h*a)/(Z7+Z8);

Sin(π/3)>(30+2)/(30+30);

0.866>0.533;

5)Z8U7В(1+kP)/k=Ц;

30*4*(1+3*3)/3=400;


m=1мм,

тогда d7=mZ7=30мм, d8=mZ8=30мм, d9=mZ9=90мм

Вычерчивают планетарный редуктор в масштабе µl=1000 мм/м

Наносят распределение скоростей VA=ωr7, Vo=0, Vc=0.

Масштаб скоростей: µv=20 мм/мс-1

Определяют передаточное отношение редуктора: U7B(9)7B=tg7)/tgB)=AA’/AA”=4.


Основные результаты проектирования зубчатой передачи и планетарного редуктора

Таблица 11.

Наименование параметра

Обозначение

Размерность

Числовое значение

  1. Числа зубьев колёс зубчатой передачи

Z1

Z2


14

38

  1. Модуль зубчатой передачи

m


3.5

  1. Выбранные коэффициенты смещения инструмента

для колеса 1

для колеса 2




X1

X2





0.5

-0.7

  1. Угол зацепления

α

град

20

  1. Межосевое расстояние

aw

м

0,090

  1. Передаточное отношение редуктора

Uред= U37 U


1.334.0

  1. Числа зубьев колёс редуктора

z1

z2

z3

z7

z8

z9


30

35

100

30

30

90











Заключение


В ходе выполнения курсового проекта были получены следующие результаты:

1. Определен закон движения машинного агрегата. Для обеспечения закона движения сдвоенного кривошипно-ползунного механизма при установившемся режиме движения с заданной ωср и заданным коэффициентом неравномерности δ был определен необходимый момент инерции маховика Jпрм=0.033 кг∙м2.


2. Для заданного положения механизма φ=1500 проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма .

Погрешность расчета составила Δ = 9.1%.

3. Спроектирована эвольвентная прямозубая цилиндрическая зубчатая передача с числами зубьев z1=14, z2=38, модулем m=3.5 мм и коэффициентами смещения x1=0.5 и x2=-0.7 при εα=1.5.


4. Спроектирован однорядный планетарный редуктор. При проектировании были подобраны числа зубьев колес, которые обеспечивают необходимое передаточное отношение редуктора и выполнение всех необходимых условий.


5. Спроектирован кулачковый механизм с качающимся толкателем. Радиус ролика rр = 0.012 м, допустимый угол давления [υ]=300.



Список использованной литературы:


1. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование. – изд. МГТУ им. Баумана/ под ред. Г.А. Тимофеева и Н.В. Умнова, 2010.

2. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ: Учебное пособие для курсового проектирования / Под ред. Тимофеева Г.А. - М. : МВТУ, 1987.

3. Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов / Под ред. Архангельской Т.А. - М: МВТУ, 1985. - Ч. 1.



Случайные файлы

Файл
рам.doc
ssa-036.doc
tar.doc
katod.doc
49689.rtf