РЕФЕРАТ

В курсовом проекте выполнено проектирование одноцилиндрового нереверсивного двухтактного двигателя судовой силовой установки.

Проведено:

  • определения закона установившегося движения;

  • силовой расчет механизма судовой силовой установки;

  • проектирование прямозубой цилиндрической зубчатой передачи;

  • проектирование планетарного реверс-редуктора для хода назад;

  • проектирование кулачкового механизма плунжерного топливного насоса.

Расчетно-пояснительная записка содержит 68 листа формата А4; 6 таблиц; курсовой проект выполнен на 4 листах формата А1



























СОДЕРЖАНИЕ

РЕФЕРАТ 1

СОДЕРЖАНИЕ 2

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 4

Назначение, функциональная схема, принцип работы 4

Схема установки 5

Исходные данные 5

1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАКОНА ДВИЖЕНИЯ СИЛОВОЙ СУДОВОЙ УСТАНОВКИ 8

1.1 Определение размеров звеньев силовой судовой установки 8

1.2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил, действующих на поршни 9

1.2.1 Построение индикаторной диаграммы. 9

2.2.2 Построение диаграммы сил. 9

1.3 Определение значений передаточных функций и передаточных отношений основного механизма 10

1.4 Расчет одномассовой динамической модели 10

1.4.1 Определение суммарного приведенного момента внешних сил, приложенных к звеньям механизма 10

1.4.2 Определение приведенных моментов инерции звеньев механизма 11

1.5 Определение суммарной работы приведенного момента движущих сил и сил сопротивления 12

1.5.1 Построение графика работы движущих сил 12

2.5.2 Построение графика суммарной работы 13

1.6 Определение кинетической энергии первой и второй групп звеньев механизма 13

1.6.1 Построение приближенных графиков кинетической энергии второй группы звеньев 13

1.6.2 Построение графика кинетической энергии первой группы звеньев 14

1.7 Определение момента инерции первой группы звеньев 14

1.8 Определение момента инерции, габаритных размеров и массы маховика. 15

1.9 Определение закона движения механизма 15

2 СИЛОВОЙ РАСЧЕТ СИЛОВОЙ СУДОВОЙ УСТАНОВКИ 17

2.1 Исходные данные для силового расчета 17

2.2 Построение планов скоростей и ускорений 18

2.2.1 Построение планов скоростей 18

2.2.2 Построение планов ускорений 19

2.3 Расчет нагрузок, приложенных к механизму 21

2.4 Определение реакций в кинематических парах 21

2.4.1 Расчет группы звеньев 2-3 22

2.4.2 Расчет группы звеньев 4-6 22

2.4.3 Расчет звена 1 23

3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ И ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА РЕВЕРC-РЕДУКТОРА СИЛОВОЙ СУДОВОЙ УСТАНОВКИ 25

3.1 Исходные данные 25

3.2 Проектирование зубчатой передачи 25

3.2.1 Расчет параметров исходного производящего контура 25

3.2.2 Расчет параметров зубчатых колес 26

3.2.3 Построение профиля зуба колеса, изготавливаемого реечным инструментом 27

3.2.4 Построение проектируемой зубчатой передачи. 30

3.3 Проектирование планетарного механизма реверс-редуктора 31

4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА ПЛУНЖЕРНОГО ТОПЛИВНОГО НАСОСА 33

4.1 Исходные данные 33

4.2 Построение кинематических диаграмм 33

4.3 Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом 34

4.4 Построение профиля кулачка 34

4.5 Построение диаграммы изменения угла давления 35

5 ЗАКЛЮЧЕНИЕ 36

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 37

ПРИЛОЖЕНИЕ 1 38

П1.1 Листинг 1 38

ПРИЛОЖЕНИЕ 2 55

П2.1 Листинг 1 55

ПРИЛОЖЕНИЕ 3 60

П3.1 Листинг 1 60

ПРИЛОЖЕНИЕ 4 66

П4.1 Листинг 1 66








ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ


Назначение, функциональная схема, принцип работы


Задание ОПМ-48В. Проектирование и исследование механизмов судовой силовой установки.

Судовая силовая установка состоит из одноцилиндрового нереверсивного двухтактного двигателя внутреннего сгорания с двумя расходящимися поршнями (1, 2, 3, 4-4”, 5-5”, 6) с воспламенением от сжатия, маховика 7, планетарного реверс-редуктора 8, однорядного редуктора 9, гребного вала с винтом 10.

Вал двигателя 1 имеет три колена. Среднее колено ОА через шатун АВ 2 сообщает движение нижнему поршню 3, а крайние два колена ОС и ОС”, расположенные под углом 180 градусов к среднему, сообщает через шатуны 5-5” движение верхнему поршню 6 в сторону, противоположенную движения поршня 3. В процессе работы двигателя поршни 3 и 6 то расходятся, то сближаются. Наименьшее расстояние между поршнями определяется по заданной геометрической степени сжатия как отношение наибольшего к наименьшему расстоянию между поршнями

От коленчатого вала 1 движение передается гребному валу через планетарный редуктор 8 (водило, Z1, Z2, Z3, Z4) с фрикционными муфтами L и M и через одноступенчатый редуктор 9 с цилиндрическими прямозубыми колёсами.

Для движения судна вперед включается фрикционная муфта L, связывающая колёса Z1 и Z4, вследствие чего водило и колеса Z1, Z2, Z3, Z4 вращаются как одно целое относительно геометрических осей колеса Z1 и водила. Для движения судна назад включается муфта М и отключается муфта L. При этом колесо Z4 останавливается, а колесо Z1 получает вращение в обратную сторону. Для остановки судна обе муфты отключаются.

Закон изменения давления газа в цилиндре двигателя при перемещении поршней представлен индикаторной диаграммой, а данные для её построения приведены в таблице 2.

В двухтактном двигателя такого типа при расхождении поршней в цилиндре происходит сгорание впрыснутого топлива и расширение продуктов сгорания, а при сближении их - сжатие воздуха, нужного для сгорания. Схема кулачкового механизма топливного плунжерного насоса изображена на рисунке. Кулачок 11 этого механизма посажен непосредственно на коленчатый вал двигателя. Закон движения плунжера 12 насоса задан графиком ускорений


Схема установки

рис. 1а рис. 1б

рис. 1г

рис. 1д


Исходные данные

Таблица 1.

пп

Параметр

Обозначение

Размерность

Значение

1

Средняя скорость поршня

(VB)ср

м/с

7

2

Число оборотов коленчатого вала

n1

1/c

5

3

Число оборотов гребного вала

n10

1/c

2.5

4

Отношение длин шатунов к длинам кривошипов

lВА/lOA; lCD/lOC

-

4

5

Отношение хода поршня 6 к ходу поршня 3

HD/HB

-

0.5

6

Отношение, определяющие положения центров тяжести шатунов

lAS2/lAB; lсs4/lCD

-

1/3

7

Масса коленчатого вала с маховиком

m1+ mмах

кг

4200

8

Масса шатуна АВ

m2

кг

260

9

Масса шатуна CD

m4

кг

115

10

Масса нижнего поршня 3

m3

кг

250

11

Масса верхнего поршня 6

m6

кг

310

12

Масса тяги DE(D’E’)

m5, m5

кг

300

13

Момент инерции коленчатого вала без маховика

I’O1

кг*м2

147,15

14

Момент инерции шатуна AB

IS2

кг*м2

58,86

15

Момент инерции шатуна CD(CD’)

IS4

кг*м2

8.829

16

Момент инерции движущихся частей реверс-редуктора, приведенный к валу кривошипа

Iпрр.р.

кг*м2

313,92

17

Маховый момент гребного вала с винтом

Iвинта

кг*м2

150

18

Диаметр цилиндра

d

м

0,35

19

Максимальное давление в цилиндре

pmax

Па

392,4*104

20

Геометрическая степень сжатия, где х - расстояние между поршнями

θ=хmaxmin

-

12

21

Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала

δ

-

1/50

22

Угловая координата кривошипа для силового расчета

φ1

град

60

23

Число зубьев колеса Z5

Z5

-

16

24

Модуль колес Z5, Z6

m56

мм

12

25

Наименьший радиус кулачка, определяемый прочностью вала

R0

м

0,1

26

Число сателлитов планетарной передачи

k

-

3

27

Полное перемещение плунжера топливного насоса

h

м

0,03

28

Модуль зубчатых колес планетарного реверса

mп.р.

мм

10

29

Угол рабочего профиля кулачка

φраб

град

220

30

Максимально допустимый угол давления кулачка

[θ]

град

30



Таблица 2.

Значения давления в цилиндре двигателя (в долях pmax) в зависимости от положения поршней.

Координаты поршней в долях от Н

SB/HB

0

0.02

0.05

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

При расхождение поршней

p/pmax

0.863

1.000

0.863

0.602

0.34

0.238

0.170

0.129

0.100

0.082

0.068

0.034

0

При сближение поршней

p/pmax

0.863

0.5

0.318

0.204

0.114

0.073

0.045

0.025

0.014

0.005

0.001

0

0


1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАКОНА ДВИЖЕНИЯ СИЛОВОЙ СУДОВОЙ УСТАНОВКИ


1.1 Определение размеров звеньев силовой судовой установки


Проектирование кривошипо-ползунного механизма ведется по средней скорости поршня (ползуна). При этом известными являются следующие параметры:

средняя скорость поршня: υср=7 м/с,

частота вращения вала кривошипа: n=5 c-1.

где lOA – длина кривошипа ОА, м.

где lAB – длина шатуна АВ, м.

где lОС – длина кривошипа ОС, м,

HB и HD – ходы поршней 3 и 6 соответственно, м.

где lCD – длина шатуна CD, м.

где lAS2 – расстояние от точки А до положения центра тяжести звена 2 – точки S2, м.

где lCS42– расстояние от точки C до положения центра тяжести звена 3 – точки S4, м.


1.2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил, действующих на поршни


1.2.1 Построение индикаторной диаграммы.


Справа от точки B построена индикаторная диаграмма на ходе поршня 3. От нулевого положения механизма вниз отложена ось SB/HB, которая поделена на 10 равных частей. Вправо отложена ось давлений. По данным из таблицы №2 построена индикаторная диаграмма.

Масштабы индикаторной диаграммы, μР:

Все расчеты проведены при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.


2.2.2 Построение диаграммы сил.


Если давление Р, Па при любом положение поршня помножить на его площадь, S, то получится сила давления газов на поршень, то есть сила .

Оси координат диаграммы сил расположены аналогично осям индикаторной диаграммы. Положительное направление оси SВ – вниз, положительное направление оси - вправо. На диаграммы сил перенесены ординаты с индикаторной диаграммы с учётом знака силы.

Масштабы диаграммы сил:

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.



1.3 Определение значений передаточных функций и передаточных отношений основного механизма


Определение значение передаточных функций основного механизма, производен аналитическим способом.

Результаты вычислений представлены в таблице 3.

Таблица 3


0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

VqB, м

0

-0,175

-0,303

-0,350

-0,303

-0,175

0

0,175

0,303

0,350

0,303

0,175

0

VqS2

0,233

0,259

0,313

0,350

0,337

0,276

0,233

0,276

0,337

0,350

0,313

0,259

0,233

VqF, м

0

0,087

0,152

0,175

0,152

0,087

0

-0,087

-0,152

-0,175

-0,152

-0,088

0

VqS4

0,117

0,138

0,169

0,175

0,156

0,130

0,117

0,130

0,156

0,175

0,169

0,138

0,117


Все расчеты проведены при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.


1.4 Расчет одномассовой динамической модели


Для механизма с одной степенью свободы достаточно определить закон движения одного звена, а законы движения остальных звеньев всегда можно определить с помощью кинематических методов. Заменим механизм одномассовой динамической моделью механизма.


1.4.1 Определение суммарного приведенного момента внешних сил, приложенных к звеньям механизма


Приведенный момент сил - расчетный момент пары сил, определяемый из равенства его элементарной работы сумме элементарных работ сил и пар сил, приложенных к звеньям механизма.

где - элементарные работы силы на элементарном перемещении точки ее приложения и момента пары сил на элементарном угле поворота звена соответсвенно;



- сила

- скорость точки ее приложения

- момент пары сил

- угловая скорость звена

- элементарный промежуток времени

где

Vqiпередаточная функция для i-ой точки,

ui1 – передаточное отношение i-го звена, по отношению к звену 1.

Значения передаточных функций определены аналитическим способом в п.2.3.

Значения приведенных моментов сил тяжести, MпрGi, найдены как произведение сил тяжести на проекции передаточных функций (выражены в аналитической форме) на ось абсцисс:

Значение приведенного момента движущей силы найдены:

Масштабы графика приведенных моментов:

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1. По этим данным построен график изменения приведенного момента сил .


1.4.2 Определение приведенных моментов инерции звеньев механизма


Приведенный момент инерции - расчетный момент инерции динамической модели, кинетическая энергия которой равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма. То есть приведенный момент инерции можно определить из равенства кинетических энергий:

где IпрΣ – суммарный приведенный момент инерции,

ωм – угловая скорость модели,

mi – масса i-го звена,

VqSi – передаточная функция i-ой точки,

ISi – момент инерции i-го звена,

ui1 – передаточное отношение i-го звена, по отношению к звену 1.

Звенья механизма разделены на две группы. В первую входят те звенья, для которых приведенный момент является постоянной величиной. Это звенья, которые совершают только вращательное движение, их приведенный суммарный момент инерции обозначаются: .

Ко второй группе относятся звенья, для которых приведенный момент инерции не является постоянной величиной. Эти звенья совершают плоское, возвратно-вращательное и возвратно-поступательное движения. Их приведенный суммарный момент инерции обозначаются .

где Iпрi – приведенный момент инерции i-го звена.

Числовые значения составляющих , рассчитаны при помощи программы Mathcad, результаты расчетов приведены в Приложении …. На чертеже представлены графики изменения приведенного момента инерции второй группы звеньев механизма, , и его составляющих .

Масштабы графика суммарного приведенного момента инерции:


1.5 Определение суммарной работы приведенного момента движущих сил и сил сопротивления


1.5.1 Построение графика работы движущих сил


Имея график можно получить график работы суммарного приведенного момента движущих сил, приложенных к механизму путем графического интегрирования.

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1. По этим данным построен график работы момента движущих сил.

Масштабы графика работы:

2.5.2 Построение графика суммарной работы


При установившемся движении механизма, суммарная работа АΣ за цикл равна нулю.


Значит, работа сил сопротивления за цикл Асц численно равна работе сил движущих за цикл АДц.


В предположении, что приведенный момент сил сопротивления постоянным Мпрс=const, построен график работы сил сопротивления. Методом графического интегрирования было определено значение Мпрс.

График суммарной работы АΣ1) построен, как алгебраическая сумма графиков AД1) и Ас1).

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.


1.6 Определение кинетической энергии первой и второй групп звеньев механизма


1.6.1 Построение приближенных графиков кинетической энергии второй группы звеньев


Кинетическая энергия второй группы звеньев определена через приведен­ные моменты инерции этой же группы звеньев.

Закон изменения еще неизвестен. Поэтому для опреде­ления воспользуемся приближенным равенством , поскольку коэффициент неравномерности - величина малая.

Тогда

где ω1ср – средняя угловая скорость звена 1.

Так как , то можно считать пропорцио­нальной , а построенную кривую принять за приближенную кривую .

Масштаб графика :

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.


1.6.2 Построение графика кинетической энергии первой группы звеньев


Для по­строения кривой кинетической энергии первой группы звеньев TI1) необходимо из ординат кривой в каждом положении механизма вычесть отрезки, изображающие величины TII, взятые из графика TII1). Вычитаемые отрезка должны быть представлены обяза­тельно в том же масштабе , в каком построена кривая . Полученная кривая TI1) - приближенная, так как построена вычитанием из точной кривой прибли­женных значений .

где Т – полная кинетическая энергия системы,

ТI – кинетическая энергия первой группы звеньев,

ТII – кинетическая энергия второй группы звеньев.

Так как полная кинетическая энергия системы – это сумма начальной кинетической энергии и суммарной работы, то графиком T1) будет являться график АΣ1) относительно оси φ*1. Поэтому, для построения графика TI1), были вычтены соответствующие значения TII1) из графика АΣ1).


1.7 Определение момента инерции первой группы звеньев


Момент инерции первой группы звеньев IпрI рассчитан по формуле

где IпрI – приведенный момент инерции первой группы звеньев,

TI)max = TImax - TImin – максимальное изменение кинетической энергии первой группы звеньев, определяемое из графика TI1), как разность между максимальным, TImax и минимальным, TImin значениями кинетической энергии первой группы звеньев за цикл.

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.


1.8 Определение момента инерции, габаритных размеров и массы маховика.


В первую группу звеньев входят вал двигателя, планетарный реверс-редуктор, гребной вал с винтом. Все эти звенья, связанные с на­чальным звеном постоянным передаточным отношением, обладают маховыми массами, которые влияют на закон движения начального звена.

Момент инерции маховика определен, как разность между приведенным моментом инерции первой группы звеньев и моментами инерции звеньев, связанных с начальным звеном.

где Im – момент инерции маховика,

IO1 – момент инерции коленчатого вала двигателя без маховика,

Iвинта – момент инерции гребного вала с винтом,

Iпр.р.р. – приведенный момент инерции движущихся частей реверс-редуктора.

Расчеты габаритных размеров и массы маховика проведены для диска.

где D – диаметр маховика,

b – ширина маховика,

mas – масса маховика.

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.


1.9 Определение закона движения механизма


Графиком ω11) является кривая TI относительно оси φ**1. Для определения положения этой оси была рассчитана ордината среднего значения угловой скорости.

где μω – масштаб угловой скорости первого звена.

Через середину отрезка (ω1max1min) , была проведена прямая ω1ср =const.

где zω1ср – ордината среднего значения угловой скорости первого звена.

Из полученного графика ω11) была определена начальная угловая скорость первого звена ω1нач. Начальная кинетическая энергия Тнач была определена по формуле

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 1.




























2 СИЛОВОЙ РАСЧЕТ СИЛОВОЙ СУДОВОЙ УСТАНОВКИ


2.1 Исходные данные для силового расчета


Исходные данные были взяты из расчетов раздела 1 для значения углового положения ведущего звена φ1=60. Данные представлены в таблице 4.

Таблица 4

пп

Параметр

Обозначение

Размерность

Значение

1

Угловая координата кривошипа

φ1

град

60

2

Угловая скорость кривошипа

ω1

рад/с

44,1

3

Длина кривошипа ОА

lOA

м

0,35

4

Длина шатуна АВ

lВА

м

1,4

5

Длина кривошипа ОС

lOC

м

0,175

6

Длина шатуна CD

lCD

м

0,7

7

Движущая сила

Fд

кН

90,6

8

Приведенный суммарный момент сил движущих и сил сопротивления

МпрΣ

кН*м

10,15

9

Приведенный момент движущих сил

МпрД

кН*м

13,68

10

Теоретический приведенный момент сил сопротивления

Мс.теор

кН*м

3,533

11

Приведенный суммарный момент инерции

IпрΣ

кг*м2

2371

12

Приведенный момент инерции первой группы звеньев

IпрI

кг*м2

2294

13

Момент инерции звена 2

IS2

кг*м2

58,86

14

Момент инерции звена 4

IS4

кг*м2

8,829

15

Масса коленчатого вала с маховиком

m1+ mмах

кг

4200

16

Масса шатуна АВ

m2

кг

260

17

Масса шатуна CD

m4

кг

115

18

Масса нижнего поршня 3

m3

кг

250

19

Масса верхнего поршня 6

m6

кг

310

20

Масса тяги DE(D’E’)

m5, m5

кг

300


2.2 Построение планов скоростей и ускорений


2.2.1 Построение планов скоростей


Масштаб плана скоростей:

Линейная скорость точки A звена 1 найдена по формуле для вращательного дви­жения

где VА – скорость точки А,

ω1 – угловая скорость звена 1,

lOA – длина кривошипа ОА.

Для нахождения скорости точки В звена 3 составим векторное уравнение сложного движения:

где VB – скорость точки В,

VВА – скорость точки В относительно точки А.

Из графического решения этого уравнения установлены значения скорости

м/c

м/c

где zVBA – длина вектора скорости VBA в масштабе μV,

zVB – длина вектора скорости VB в масштабе μV.

Угловая скорость звена 2 определена из формулы для вращательного движения

где lBA – длина шатуна ВА.

Скорость точки S2 определена пропорциональным делением отрезков плана скоростей:

мм

м/с

где lAS2 – длина отрезка AS2,

zVS2 - длина вектора скорости VS2 в масштабе μV.

Линейная скорость точки С звена 1 найдена по формуле для вращательного дви­жения

где VС – скорость точки С,

ω1 – угловая скорость звена 1,

lOС – длина кривошипа ОС.

Для нахождения скорости точки D звена 5 составим векторное уравнение сложного движения:

где VD – скорость точки D,

VDC – скорость точки D относительно точки C.

Из графического решения этого уравнения установлены значения скорости

м/c

м/c

где zVDC – длина вектора скорости VDC в масштабе μV,

zVD – длина вектора скорости VD в масштабе μV.

Угловая скорость звена 4 определена из формулы для вращательного движения

где lDC – длина шатуна DC.

Скорость точки S4 определена пропорциональным делением отрезков плана скоростей:

мм

м/с

где lCS4 – длина отрезка CS4,

zVS4 - длина вектора скорости VS4 в масштабе μV.

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 2.


2.2.2 Построение планов ускорений


Масштаб плана ускорений:

Угловое ускорение звена 1 определено из соотношения

где ε1 – угловое ускорение звена 1,

МпрΣ – приведенный суммарный момент сил движущих и сил сопротивления,

IпрΣ – приведенный суммарный момент инерции движущихся звеньев механизма.

Ускорение точки А определено путем разложения на составляющие по взаимно перпендикулярным направления:

где anA=lOA*ω12=679.7м/с2 – нормальная составляющая ускорения точки А,

atA=lOA*ε1=1,49м/с2 – тангенсальная составляющая ускорения точки А.

Ускорение точки В определено из векторного уравнения

где aB – ускорение точки В,

anBA= lBA*ω22=44.6м/с2 – нормальная составляющая ускорения точки В относительно точки А,

atBA – тангенсальная составляющая ускорения точки В относительно точки А.

Угловое ускорение звена 2 определено из формулы для вращательного движения

где ε2 – угловое ускорение звена 2.

Ускорение точки С определено путем разложения на составляющие по взаимно перпендикулярным направления:

где anC=lOC*ω12=339.8м/с2 – нормальная составляющая ускорения точки C,

atC=lOC*ε1=0,749м/с2 – тангенсальная составляющая ускорения точки C.

Ускорение точки D определено из векторного уравнения

где aD – ускорение точки В,

anDC= lCD*ω42=22.3м/с2 – нормальная составляющая ускорения точки В относительно точки А,

atBA – тангенсальная составляющая ускорения точки В относительно точки А.

Угловое ускорение звена 4 определено из формулы для вращательного движения

где ε4 – угловое ускорение звена 4.

Ускорение точки S2 определено из векторного уравнения

где aS2 – ускорение точки S2,

anS2A= lAS2*ω22=14.9м/с2 – нормальная составляющая ускорения точки S2 относительно точки А,

atS2A= lAS2*ε2=197.9м/с2 – тангенсальная составляющая ускорения точки S2 относительно точки А.

Ускорение точки S4 определено из векторного уравнения

где aS4 – ускорение точки S4,

anS4C= lCS4*ω42=7.4м/с2 – нормальная составляющая ускорения точки S2 относительно точки А,

atS4C=lCS4*ε4=98.9м/с2 – тангенсальная составляющая ускорения точки S2 относительно точки А.

Все расчеты проводились при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 2.


2.3 Расчет нагрузок, приложенных к механизму


Вследствие ускоренного движения звеньев механизма, к ним приложены силы и моменты инерции.

где Gi –сила тяжести i-го звена,

Фi – равнодействующая сил инерции i-го звена,

MФSi – главный момент сил инерции относительно центра тяжести i-го звена.

Все расчеты проведены при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 2.

Результаты вычислений приведены в таблице 5.

Таблица 5

G1, кН

G2, кН

G3, кН

G4, кН

G5, кН

G6, кН

ФS2, кН

ФS4, кН

ФB, кН

Ф5, кН

Ф6, кН

MФS1, кН*м

MФS2, кН*м

MФS4, кН*м

41,2

2,6

2,5

1,1

2,9

3,0

130,2

30,9

63,4

63,5

65,7

9,8

24,9

3,8


2.4 Определение реакций в кинематических парах


Для нахождения неизвестных силовых факторов были использованы методы кинетостатики.


2.4.1 Расчет группы звеньев 2-3


Из схемы группы звеньев 2-3 механизма в масштабе μl=100мм/м были определены плечи сил относительно точки А.

Для определения силы F30 была записана сумма моментов для группы звеньев 2-3 относительно точки А.


где – сила, с которой звено 0 действует на звено 3,

плечо силы F30 относительно точки А,

плечо силы G3 относительно точки А,

плечо силы G2 относительно точки А,

плечо силы ФS2 относительно точки А.

Для определения силы F21 было записано векторное уравнение сил для группы звеньев 2-3. Решение уравнения производилось графически.

где F21сила, с которой звено 1 действует на звено 2.

Для определения силы F32 было записано векторное уравнение сил для звена 3. Решение уравнения производилось графически.

где F32сила, с которой звено 2 действует на звено 3.

Все расчеты проведены при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 2.


2.4.2 Расчет группы звеньев 4-6


Из схемы группы звеньев 4-6 механизма в масштабе μl=100мм/м были определены плечи сил относительно точки С.

Для определения силы F60 была записана сумма моментов для группы звеньев 4-6 относительно точки А.


где – сила, с которой звено 0 действует на звено 6,

плечо силы F60 относительно точки C,

плечо силы G6 относительно точки C,

плечо силы G4 относительно точки C,

плечо силы ФS4 относительно точки C.

Для определения силы F41 было записано векторное уравнение сил для группы звеньев 4-6. Решение уравнения производилось графически.

где F41сила, с которой звено 1 действует на звено 4.

Для определения силы F65 было записано векторное уравнение сил для звена 6. Решение уравнения производилось графически.

где F65сила, с которой звено 5 действует на звено 6.

Для определения силы F45 было записано векторное уравнение сил для группы звена 4. Решение уравнения производилось графически.

где F45сила, с которой звено 5 действует на звено 4.

Все расчеты проведены при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 2.


2.4.3 Расчет звена 1


Из схемы звена 1 механизма в масштабе μl=100мм/м были определены плечи сил относительно точки О.

Для определения момента сопротивления Мс была записана сумма моментов для звена 1 относительно точки О.


где момента сопротивления,

сила, с которой звено 2 действует на звено 1,

сила, с которой звено 4 действует на звено 1,

плечо силы F12 относительно точки O,

плечо силы F14 относительно точки O.

Для определения силы F10 было записано векторное уравнение сил для звена 1. Решение уравнения производилось графически.

где F10сила, с которой звено 0 действует на звено 1.

Была определена относительная погрешность между моментами сопротивления определенными графически и аналитически.

Все расчеты проведены при помощи программы Mathcad. Расчет и результаты расчетов представлены в Приложении 2.

















3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ И ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА РЕВЕРC-РЕДУКТОРА СИЛОВОЙ СУДОВОЙ УСТАНОВКИ


3.1 Исходные данные


Число зубьев колеса Z5: Z5=16.

Модуль колес Z5 и Z6: m56=12мм.

Частота оборотов коленчатого вала: n1=5рад/c.

Частота оборотов гребного вала: n10=2.5рад/с.

Модуль зубчатых колес планетарного реверс-редуктора: mп.р.=10мм.

Число сателлитов планетарного реверс-редуктора: k=3.

Зубчатые колеса – цилиндрические, зубья – прямые (β=0 – угол наклона зубьев).

Данные по ГОСТ 13755-81 исходного производящего контура:

  • Угол главного профиля =20;

  • Коэффициент высоты головки зуба ha*=1;

  • Коэффициент высоты ножки зуба hf*=1.25;

  • Коэффициент граничной высоты hl*=2ha*=2;

  • Коэффициент радиуса кривизны исходной прямой ρf*=0.38;

  • Коэффициент радиального зазора c*=0.25.


3.2 Проектирование зубчатой передачи


3.2.1 Расчет параметров исходного производящего контура


Угол профиля:

Шаг:

Модуль зубьев:

Коэффициент высоты головки зуба:

Коэффициент радиального зазора:

Ширина впадин по делительной прямой:

Толщина зубьев по делительной прямой:

Радиус скругления основания ножки зуба:


3.2.2 Расчет параметров зубчатых колес


Передаточное отношение одноступенчатого редуктора:

Число зубьев колеса Z6:

Радиус делительной окружности колеса Z5:

Радиус делительной окружности колеса Z6:

Радиус основной окружности колеса Z5:

Радиус основной окружности колеса Z6:

Наименьшее число зубьев без смещения, свободных от подрезания:


Коэффициент наименьшего смещения исходного контура:

Для определения оптимального смещения исходного производящего контура были рассчитаны параметры зубчатых колес и качественные показатели зубчатой передачи. Смещение x5 изменялось в пределах от 0,1 до 1,4 с шагом 0,1. Смещение x6 было принято постоянным и равным

Расчеты производились при помощи программ Mathcad и ZUB. Расчеты представлены в приложении 3. Результаты расчетов представлены в таблице 5.

По данным ГОСТ 16532-81 для кинематической передачи с числом зубьев 10<Z5<30 и Z6>30 были выбраны смещения исходного производящего контура


3.2.3 Построение профиля зуба колеса, изготавливаемого реечным инструментом


Профиль зуба изготовляемого колеса образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего контура, а переходная кривая профиля зуба – закругленным участком.

Процесс построения процесс построения производился поэтапно:

  1. были проведены делительная и основная окружности, окружности вершин и впадин .

  2. от делительной окружности (с учетом знака) было отложено выбранное смещение и проведена делительная прямая исходного производящего контура реечного инструмента. На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой были проведены прямые граничных точек, а на расстоянии - прямые вершин и впадин. Станочно-начальная прямая была проведена касательной к делительной окружности в точке (полюс станочного зацепления).

  3. была проведена линия станочного зацепления через полюс станочного зацепления касательно к основной окружности в точке , которая образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы .


Таблица 5 {из другого файла}




































  1. был построен исходный производящий контур реечного зацепления инструмента так, чтобы ось симметрии впадин совпадала с вертикалью, для этого от точки пересечения вертикали с делительной прямой (точки G) было отложено влево по горизонтали отрезок в 1/4 шага и через его конец перпендикулярно линии зацепления проведена наклонная прямая, которая образует угол с вертикалью. Эта прямая является прямолинейной частью зуба исходного производящего контура инструмента. Закругленный участок профиля был построен как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин двумя окружностями радиуса .

Симметрично относительно вертикали был построен профиль второго зуба исходного производящего контура. Расстояние между одноименными профилями зубьев исходного контура равно шагу .

  1. Строится профиль зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура в точке К.

Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного производящего контура была проведена вспомогательная прямая ММ касательно к окружности вершин. Была зафиксирована точка пересечения линии ММ и прямолинейной части профиля инструмента W и центр окружности закругленного участка профиля – точка L. На прямой ММ было отложено несколько отрезков равной длины и отмечаются точки I, II, III,..., XIII. Такие же по величине отрезки были отложены на станочно-начальной прямой Q-Q (точки 1, 2, 3, …, 13) и на дуге делительной окружности (точки ). Из центра колеса через точки на делительной окружности проводятся лучи до пересечения с окружностью вершин в точках . При перекатывании без скольжения станочно-начальной прямой по делительной окружности, точки 1, 2, 3,…, 13 и точки последовательно совпадают, то же происходит для точек I,II,III … и . При этом точка W описывает укороченную эвольвенту, а точка L – удлиненную.

Любое промежуточное положение точки W или L было найдено методом засечек. Для положения 2 выбран треугольник II-2-W, размеры которого при обкатке сохраняются. Когда точка 2 совпадает с точкой , сторона II-2 проходит по лучу и занимает положение стороны . Тогда точка определяется как положение вершины треугольника, построенного методом засечек по известным сторонам ;;, т.е. треугольник займет положение треугольника . Аналогично было найдено положение точки . Из точки радиусом проведена окружность, а через точку касательно к этой окружности – прямая, которая дает новое (второе) положение исходного производящего контура. Все последующие положения были построены аналогично. К полученному ряду положений профиля зуба исходного контура была проведена огибающая, которая определяет левый профиль зуба изготовляемого колеса. Правый профиль зуба был построен с помощью зеркального отображения левого профиля относительно вертикальной прямой совпадающей с осью симметрии исходного производящего контура. Копируя полученный профиль, на колесе были построены три зуба. Для этого откладываются от вертикали в обе стороны шаги по хорде делительной окружности .Через концы этих отрезков и центр колеса проведены линии симметрии правого и левого зубьев, по отношению к которым по шаблону были построены зубья колеса.


3.2.4 Построение проектируемой зубчатой передачи.


Проектируемая зубчатая передача строилась поэтапно:

  1. было отложено межосевое расстояние и проведены окружности: начальные и ; делительные и и основные и ; окружности вершин и впадин . Начальные окружности касаются в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению . Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренного по осевой линии, должно быть равно радиальному зазору .

  2. через полюс зацепления касательно к основным окружностям была проведена линия зацепления. Точки касания и - предельные точки линии зацепления, которая образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления . Точками и отмечена активная линия зацепления. Точка является точкой пересечения окружности вершин колеса с линией зацепления, а точка является точкой пересечения окружности вершин шестерни с линией зацепления.

  3. профили зубьев построены так, чтобы точка контакта К располагалась на активной линии зацепления. Профиль шестерни были получены соответствующим поворотом зубьев, полученных в станочном зацеплении. Эвольвентная часть профиля колеса была построена, как траектория точки прямой при перекатывании ее по основной окружности колеса без скольжения и перенесена в точку контакта зубьев К на линию зацепления. Поскольку и , то эвольвентную часть была сопряжена с окружностью впадин радиусом . Профили других зубьев расположены на расстоянии шага . Нижние точки активных профилей лежат на пересечении окружностей и соответствующих профилей.



3.3 Проектирование планетарного механизма реверс-редуктора


Был дана схема планетарного редуктора с двумя внешними зацеплениями. При кинематическом синтезе многосателлитной планетарной передачи заданной схемы была решена задача подбора чисел зубьев колес, которые будут удовлетворять следующим условиям:

  • выполнение заданного передаточного отношения;

  • отсутствия заклинивания передачи, среза и подреза профилей зубьев колес;

  • соосность входного и выходного валов;

  • соседства;

  • сборки.

Для данного двухрядного планетарного механизма с двумя внешними зацеплениями передаточное отношение вычисляется по формуле:

где UH41 – передаточное отношение планетарного редуктора при остановленном водиле Н.

Условие соосности имеет вид:

где rWi – радиус начальной окружности зубчатого колеса Zi.

Зубчатые колеса планетарного редуктора были приняты без смещения, т.е. ri=rWi. Из чего получено:

где ri – радиус делительной окружности зубчатого колеса Zi.

Учитывая, что ri=m*Zi/2, было получено условие соосности, выраженное через количество зубьев колес Zi:

Условие соседства:

где k – количество сателлитов.

Условие сборки:


где p – целое число от 1 до 10,

Ц – целое число.

Для определения чисел зубьев использовался метод простых сомножителей.


Для a=1, c=1, b=2, d=1, q=9 получено:

Радиусы делительных окружностей для полученных чисел зубьев колес:

Для графического определения передаточного отношения редуктора (метод профессора Смирнова) была вычерчена схема планетарного редуктора в масштабе μl=250мм/м.

Для построения прямой распределения скоростей точек звена необходимо знать скорость двух точек. Для звена 1 это точки O и A: ось O неподвижна, и ее скорость равна нулю. Скорость точки A направлена по касательной к колесу Z1. Вектор скорости точки A изображается отрезком AA', направление которого совпадает с вектором скорости . Прямая OA' образует угол 1 с вертикалью и является линией распределения скоростей точек на радиусе колеса Z1. Колесо Z4 является неподвижным и через точку C проходит ось мгновенного вращения блока сателлита Z2-Z3. Прямая CA' образует угол 23 с вертикалью и является линией распределения скоростей точек блока сателлитов. Скорость оси B блока колес выражается отрезком ВВ'. Прямая ВВ' является линией распределения скоростей точек водила и образует угол Н с вертикалью.

Передаточное отношение планетарной передачи находится на основе выполненных графических построений по соотношению:

;

Передаточное отношение редуктора верное.

Все расчеты производились при помощи программы Mathcad. Расчеты и результаты расчетов представлены в Приложении 3.

4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА ПЛУНЖЕРНОГО ТОПЛИВНОГО НАСОСА


4.1 Исходные данные


Полное перемещение плунжера: h=0.03м.

Наименьший радиус кулачка из условия прочности вала: R0=0.1м.

Угол рабочего профиля кулачка: φраб=220о.

Максимально допустимый угол давления: [θ]=30o.


4.2 Построение кинематических диаграмм


Данный график изменения аналога ускорений aqB(δ) плунжера был вычерчен в произвольном масштабе, т.к. исходные данные по графику ускорения не заданы, величина коэффициента угла поворота Kу была выбрана произвольно.

Был выбран масштаб оси абсцисс:

Путем графического интегрирования была построена диаграмма изменения аналога скорости плунжера vqB(δ). Отрезок интегрирования графика изменения аналога ускорений ka был выбран равным ka=40 мм. Масштаб этого графика на данном этапе неизвестен и будет определен ниже.

Аналогично была построена диаграмма изменения хода плунжера. Отрезок интегрирования графика изменения аналога скорости kv был выбран равным kv=40 мм.

Масштабы были определены с учетом заданного максимального хода толкателя h:

где μSB – масштаб графика хода плунжера,

zSBmax=48мм – максимальное перемещение плунжера по графику, соответствующее максимальному ходу плунжера,

μvqB – масштаб графика изменения аналога скорости плунжера,

μaqB – масштаб графика изменения аналога ускорения плунжера.


4.3 Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом


Основные размеры кулачка определены с помощью фазового портрета, представляющего собой зависимость SB(vqB).

Фазовый портрет был построен методом графического исключения параметра φ из диаграммы SB(φ), vqB(φ). Для этого проведена вертикальная прямая – ось SB графика SB(vqB), ось φ продолжается до пересечения с осью SB. Через полученную точку пересечения проводится прямая под углом таким образом, чтобы при дальнейшем построении направление вектора передаточной функции соответствовало направлению вращения кулачка.

Фазовый портрет построен по точкам. Для каждой i-ой точки SB(φ) от вертикали откладывался отрезок соответствующий i-ой точке vqB(φ) в масштабе μvqB=2000мм/м с учетом знака. Масштаб по оси SB μS=2000мм/м.

Поскольку для кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем максимальные углы давления соответствуют точкам фазового портрета, в которых значения кинематических функций vqB принимают максимальные по абсолютной величине значения. В этих точках под углом [θ] проведены лучи, ограничивающие ОДР. Точка их пересечения соответствует оси вращения кулачка минимальных размеров.

Поскольку полученный радиус кулачка меньше чем минимально допустимый радиус из условия прочности вала, то за радиус кулачка принят последний.


4.4 Построение профиля кулачка


При графическом построении профиля кулачка применялся метод обращения движения.

Была проведена окружность радиусом r0 в масштабе μl = 1500 мм/м. Точка B пересечения линии перемещения толкателя с окружностью радиуса r0 соединялась с центром O1. От полученного луча O1B в направлении ω1 откладывался угол рабочего профиля кулачка φ раб = 220o. Дуга, соответствующая углу φраб, было поделена на части в соответствии с делением оси δ на графике S(δ). Через точки деления 0, 1, 2, …, 12 проведены лучи к точке O1, являющиеся положением толкателя в обращенном движении. От точек 0, 1, 2,…, 12 лежащих на окружности радиуса r0 , вдоль проведенных лучей отложены в масштабе μl перемещения толкателя в каждой позиции. Теоретический (центровой) профиль кулачка был построен соединением полученных точек плавной кривой.

Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка был построен эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса скругления конца плунжера rр (rр=0.3r0=30мм).


4.5 Построение диаграммы изменения угла давления


Для построения графика изменения угла давления каждая из точек 0, 1, 2, …, 12 на фазовом портрете кулачка была соединена с осью вращения кулачка В0. По полученным значениям угла давления θ была построена зависимость θ(φ). Результаты вычислений представлены в таблице 6.

Таблица 6

θ, о

0

15,77

27,00

13,07

0

-2,16

-6,62

-11,22

-14,29

-12,54

-8,04

-2,76

0

φ, поз

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12


Все расчеты производились при помощи программы Mathcad. Расчеты и результаты расчетов представлены в Приложении 4.





















5 ЗАКЛЮЧЕНИЕ


В ходе выполнения курсового проекта были получены следующие результаты:

  1. Для центрального кривошипо-ползунного механизма силовой судовой установки с длинами звеньев

определен закон движения коленчатого вала в установившемся режиме. Вращательное движение кривошипа ОА со средней угловой скоростью ω1ср=31,4рад/с и коэффициентом неравномерности δ=1/50 обеспечивается установкой маховика, момент инерции которого равен Im=1683 кг*м2.

  1. Для заданного углового положения φ1=60о, угловой скорости ω1=44.1рад/с, углового ускорения ε1=4.8рад/с2 коленчатого вала 1 был произведен кинетостатический анализ механизма. Были определены реакции, возникающие в результате действия внешних и движущих сил и сил сопротивления.

Относительная погрешность расчетов составила Δ=2%

  1. Была спроектирована прямозубая цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с числами зубьев Z5=16 и Z6=32, модулем m56=12мм, коэффициентами смещения x5=0.5 и x6=0.0, коэффициентом перекрытия ε=1.399.

  2. Спроектирован двурядный планетарный реверс-редуктор с двумя внешними зацеплениями тремя двурядными сателлитами для хода назад. Все зубчатые колеса планетарного редуктора имеют нулевое смещение. Числа зубьев Z1=18, Z2=36, Z3=Z4=27, передаточное отношение UH41=-1.

  3. Спроектирован центральный кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем. Минимальный радиус теоретического профиля кулачка составил r0=0,1м, радиус ролика rp=0.03м при максимально допустимом угле давления [θ]=30o.







СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Теория механизмов и механика машин: Учеб. для вузов / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. – 4-е изд., испр. и доп. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. – 664с., ил. – (Сер. Механика в техническом университете).


  1. Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов и механике машин. Часть 1: / Т.А. Архангельская, С.А. Попов, М.В. Самойлова и др.; Под ред. Г.А. Тимофеева. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. – 96с., ил.


  1. Учебное пособие для курсового проектирования: «Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ»: / Тимофеев Г.А., Яминский А.В., Каганова В.В.; Под ред. Г.А. Тимофеева. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. – 57с., ил.


  1. Проектирование кулачковых механизмов: / Тимофеев Г.А., Самойлова М.В.; Под ред. С.А. Попова – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1998. – 48 с., ил.

  1. Учебное пособие для выполнения домашних заданий по теории механизмов: / Акопян В.М., Архангельская Т.А., Ермакова И.Н, Никоноров В.А.; Под ред. В.А. Никонорова. – М.: Изд-во МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1984. – 60с., ил.

  1. Кинематические и силовые характеристики рычажных механизмов: / Попов С.А., Никоноров В.А., Самойлов М.В.; Под ред. В.А. Никонорова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1994. – 72с., ил.

  1. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: учебное пособие для втузов: / Попов С. А., Тимофеев Г. А.; Под ред. К. В. Фролова – 6-е изд., стер. – М. : Высш. шк., 2008. – 456 с. : ил.









ПРИЛОЖЕНИЕ 1

П1.1 Листинг 1



































































































































































































































































































































































































































































































































































































































ПРИЛОЖЕНИЕ 2

П2.1 Листинг 1



















































































































































































ПРИЛОЖЕНИЕ 3

П3.1 Листинг 1























































































































































































































ПРИЛОЖЕНИЕ 4

П4.1 Листинг 1











80



Случайные файлы

Файл
116043.rtf
154323.rtf
referat.doc
42730.rtf
118116.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.