27



Реферат.


Данная записка содержит 27 страниц машинописного текста, в том числе: техническое задание, таблицу с исходными данными, 2 приложения.

Расчётно-пояснительная записка содержит расчёты и проектирование механизма насоса для перекачки вязких жидкостей, определение закона его движения под действием заданных силовых факторов, действующих в кинематических парах механизма с учётом геометрии и масс звеньев; расчёт и исследование кулачкового механизма, предназначенного для своевременного открытия и закрытия впускного и выпускного клапанов.

Содержание.


Реферат 1

Техническое задание 4

Исходные данные 5

1. Определение закона движения механизма 6

1.1. Проектирование рычажно - кулисного механизма 7

1.1.1. Определение основных размеров звеньев механизма 7

1.2. Нахождение передаточных функций и передаточных отношений основного механизма 7

1.3. Определение суммарного приведенного момента внешних сил, приложенных к звеньям механизма 8

1.3.1. Определение приведенного момента от момента сопротивления

9

1.3.2. Определение приведенного момента движущих сил 9

1.3.3. Построение графика 10

1.4. Построение графика суммарной работы A(1) 10

1.5. Определение суммарного приведенного момента инерции механизма 10

1.5.1. Определение угловой скорости начального звена11

2. Силовой расчёт 12

2.1. Определение угловых ускорений и ускорений центров масс звеньев механизма 12

2.2 Определение действующих сил и моментов сил на звенья механизма 13

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизм 15

3.1. Выбор коэффициента смещения…………………………………...15

3.2. Построение профиля зуба, изготовляемого реечным инструментом16

3.3. Построение проектируемой зубчатой передачи …………………18

3.4. Проектирование планетарного зубчатого механизма с цилиндрическими колёсами 19

4. Проектирование кулачкового механизма 21

4.1. Исходные данные и основные этапы проектирования 21

4.2. Определение кинематических передаточных функций кулачкового механизма 22

4.3. Определение основных размеров кулачкового механизма 22

4.4. Определение координат и построение профиля

кулачка 23

Литература 24


Техническое задание

Описание работы механизма.

Поршень 5 одноцилиндрового поршневого насоса одностороннего действия получает движение от электродвигателя планетарный редуктор, цилиндрическую передачу и рычажно-кулисный механизм.

Жидкость всасывается в цилиндр через впускной клапан при достижении в цилиндре давления 0,05 МПа. Всасывающий клапан открывается с запаздыванием, когда угол поворота кривошипа от верхней мёртвой точки достигает 15 градусов. В конце хода всасывания этот клапан закрывается, и давление в цилиндре возрастает до Pmax. При этом угол поворота кривошипа от НМТ равен 15 градусам. Толкатель 7' кулачкового механизма открывает впускной клапан, и жидкость под давлением Pmax вытесняется из цилиндра. Кулачок 7 закреплён на распределительном валу D, который соединён зубчатой передачей с кривошипом.

Примечания:

Исходные данные приведены в таблице. Угол CDE = 90. Массы m3, m3', m2 (кг) можно определить по соотношению m = q·l; m1 = m4 =0; центры масс расположены посередине соответствующих звеньев.

Исходные данные:

№П/П

Параметр

Обозначение

Единица измерения

Числовое значение

1

Угловой ход кулисы 3'

φ3'

градус

52

2

Смещение оси цилиндра

e

м

0,186

3

Радиус коромысла CD

l3

м

0,13

4

Длина кулисной части коромысла

l3'

м

0,26

5

Максимальное давление

Pmax

Мпа

0,66

6

Угол перекрытия

θ

градус

13

7

Коэффициент неравномерности движения механизма

δ

1/40

8

Диаметр поршня

d

м

0,18

9

Линейная плотность материала звеньев

q

кг/м

32

10

Передаточное отношение планетарного редуктора

U1H

-

7

11

Масса штанги поршня 5

m5

кг

6,5

12

Число сателлитов

k

5

13

Частота вращения электродвигателя

nд

об/мин

1000

14

Приведённый к валу водила H момент инерции коробки скоростей

JпрH

кг·м2

0,12

15

Угол поворота кривошипа 1 от ВМТ (для силового расчёта)

1*

градус

300

16

Число зубьев колес 8 и 9

z8;z9

-

15;12

17

Модуль колес

m

мм

7

18

Угол наклона линии зуба

β

градус

20

19

Угол рабочего профиля кулачка

Р

градус

280

20

Допустимый угол давления

[]

градус

30

21

Ход толкателя

h

м

0,018

таблица №1

1. Определение закона движения механизма.


1.1. Проектирование рычажно-кулисного механизма.


Рычажно-кулисный механизм применяется для преобразования вращательного движения звена 1 в поступательное движение звена 5. Передача движения осуществляется через соединяющее их звено 2, коромысло 3 и кулису 4. Звено 1 и звено 2 соеденены шарнирно в кинематической паре В, а звенья 2 и 3 в паре С соответственно. Звено 5 (поршень) шарнирно соединено с кулисой 4.

Целью проектирования является создание (синтез) кинематической схемы механизма, которая обеспечит требуемый закон изменения кинематических параметров при минимальных размерах механизма.


1.1.1. Определение основных размеров звеньев механизма

Д
лина кривошипа
AB и шатуна BC :




1.2. Нахождение передаточных функций и передаточных отношений основного механизма.

Для этого воспользуемся программой List1. Полученные результаты представлены в Приложении 1.


1.3. Определение суммарного приведённого момента внешних сил, приложенных к звеньям механизма.


Механизм представляет собой сложную систему звеньев, нагруженных различными силами и моментами. Чтобы упростить определение закона движения такой сложной системы, применяется метод приведения сил и масс, который позволяет заменить реальный механизм некоторой эквивалентной (расчётной) схемой-одномассовой динамической моделью механизма. Вращающееся звено динамической модели движется так, что его координата M совпадает в любой момент времени с координатой начального звена механизма. К звену модели приложен приведенный момент сил MΣпр , а момент инерции JM этого звена относительно оси вращения является суммарным приведённым моментом инерции механизма .

Суммарный приведённый момент заменяет все силы и моменты, приложенные к различным звеньям механизма, и равен:

.Каждый определён из условия равенства элементарных работ действительной силы (момента) и приведённого момента на своих возможных перемещениях. Зная в каждом положении механизма приведённые моменты и складывая их алгебраически, получаем суммарный приведенный момент и строим график .


1.3.1. Определение приведённого момента от силы сопротивления.


Приведенный момент , заменяющий силу сопротивления определяется по формуле:

где ;

Для определения силы Pc используется график давления.

Построение графика (1) производится в масштабе M=100мм/(кН·м). Масштаб по оси абсцисс =38,2 мм/рад.


1.3.2. Определение приведённого момента движущих сил.


Так как работа приведённых моментов сил тяжести равна 0 и эти моменты пренебрежимо малы по сравнению с приведённым моментом силы сопротивления, то в дальнейших расчётах их не учитываем.

Мы исследуем установившийся режим , следовательно, отсутствует приращение работы за цикл, то есть: ,

Величину движущего момента Mд определяем из условия равенства работ движущего момента и сил сопротивления за цикл:

M1дпр = | AFс | / 2π


1.3.3. Построение графика (1).

Построение производится в масштабе: M=100 мм/(кН·м). Масштаб по оси абсцисс =38,2 мм/рад. Складывая величины моментов (1) и (1) получаем график суммарного приведенного момента (1).


1.4. Построение графика суммарной работы A(1).

Если известна зависимость (1), то интегрируя эту кривую, можно получить график суммарной работы A(1):

A=d .

Для построения обоих графиков пользуемся данными, полученными в результате работы программы list1 (таблица Приложения 1).


1.5. Определение приведённого момента инерции

В основу расчёта приведённого момента инерции положено условие равенства кинетической энергии всех звеньев механизма и звена динамической модели. В этом случае закон движения последнего будет таким же, как и закон движения начального звена реального механизма.

Суммарный приведённый момент инерции всего механизма равен сумме приведённых моментов инерции всех его звеньев и зависит от положения механизма:

==+,

где - приведённый момент инерции i-го звена механизма; - приведённый момент инерции I группы звеньев. В эту группу входит начальное звено и все звенья связанные с ним постоянным передаточным отношением. Приведённый момент инерции I группы звеньев не зависит от положения механизма;- приведённый момент инерции II группы звеньев. Ко II группе относятся все остальные звенья механизма.


1. При поступательном движении i-го звена механизма.

2. При вращательном движении i-го звена вокруг неподвижной оси К

В случае когда на вращаемся i-м звене центр масс Si не совпадает с осью К, а задан момент инерции то определяется по теореме Гюйгенса-Штейнера:

3. При плоскопараллельном движении

Найдя зависимость находим кинетическую энергию этой группы звеньев: ,
причём Т = 2I /

Приведённый момент инерции I группы звеньев связан соотношением:

,

где - наибольшее изменение кинетической энергии I группы звеньев в течении цикла.

Значение определяется по способу Н.И. Мерцалова :

TI(*) =-TII+Tнач

=TImax - TImin

Так как начальная кинетическая энергия Тнач величина постоянная, она не влияет на и следовательно для нахождения достаточно построить зависимость

TI() =-TII ()

Найдя TI и вычисляем JΣI пр =180,7 кг·м2

Для вычисления размеров и массы маховика необходимо определить его момент инерции Jмах:

Jмах пр = JΣI пр - J1пр,

где J1пр-момент инерции вращающихся деталей, приведённый к валу 1

Диаметр

Ширина b=0,2·D

Из расчётов:

Jмах =180,6 кг·м2; D=1,03м; b=0,206м; m=1338,8кг.


1.5.1. Определение угловой скорости начального звена

График (приближённый) угловой скорости получается, если сделать переход от графика TI, масштаб угловой скорости вычисляется по формуле: , где и масштабы угла и работы соответственно.

Масштаб графика угловой скорости: =338 мм/(рад·с-1);

2.Силовой расчёт механизма


Силовой расчёт производится при угловой координате звена 1 равной 300 градусам от положения ВМТ.


2.1. Определение угловых ускорений и ускорений центров масс звеньев механизма


Определяется угловое ускорение звена 1 по формуле:

,

где ==- производная суммарного приведённого момента инерции по ;

и - абсцисса и ордината касательной графика в данной точке.

Из расчетов п.1.3.1., п.1.3.2. =+= 180,7кг м2 ; = -1187 Н м

, и - определяются по графикам

= - 6,6 рад /с2

Ускорения звеньев механизма определяются при помощи программы DIADA (см. приложение 1)

aS2 = 7,635 м/с2

aS3 = 6,57 м/с2

aS3' = 13,14 м/с2

aS5 = 4,078 м/с2

2 =106,74 рад/с2

3=1,816 рад/с2


2.2 Определение действующих сил и моментов сил на звенья механизма

Определение сил инерции подвижных звеньев с массой mi и ускорением aSi

Фi = mi·aSi

Ф2 = m2·aS2 = 7,9·7,635 = 60,32 Н

Ф3 = m3·aS3 = 4,16·6,57 = 27,33 Н

Ф3' = m3'·aS3' = 8,32·13,14 = 109,3 Н

Ф5 = m5·a5 = 6,5·4,078 = 26,5 Н

Определение моментов инерции подвижных звеньев с массой mi и длиной

Определение моментов сил инерции подвижных звеньев

MФi = - Jsi εi, где εi - угловое ускорение i-го звена; Jsi - момент инерции i-го звена относительно главной центральной оси, проходящей через центр масс Si.

Для 1-го звена =

MФ2 = -Js2·2 = - 0,0402·(-106,744) = 4,29 Н·м

MФ3 = -Js3·3 = - 0,0058·(-1,816) = 0,01 Н·м

MФ3' = -Js3·3' = - 0,0468·(-1,816) = 0,085 Н·м

Определение сил тяжести звеньев с массой mi

Gi = mi·g

G2 = m2·g = 77,5 Н·м

G3 = m3·g = 40,8 Н·м

G3' = m3'·g = 81,6 Н·м

G5 = m5·g = 63,8 Н·м

Из расчёта первого листа движущий момент Mд = 513,24 Н

2.3. Определение реакций в кинематических парах механизма

Для определения реакций в кинематических парах используются уравнения равновесия :

и

Часть реакций определяется из построений планов сил, остальные реакции вычисляются составлением уравнения моментов.

F05 = 427 H

F45= 16826 H

F03= 41660 H

F12= 34660 H

F10= 34660 H

M= 540,4 H·м

Определение относительной погрешности вычислений


3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма


3.1. Выбор коэффициента смещения


Выбор коэффициента смещения производят по качественным показателям, которые дают возможность произвести оценку передачи в отношении плавности и бесшумности зацепления, прочности и возможного износа зубьев колёс в сравнении с другими передачами по тем же геометрическим показателям. В программе расчёта зубчатых передач PRZUB.EXE определяются следующие геометрические качественные показатели.

Коэффициенты скольжения зубьев 1,2 учитывают влияние геометрических и кинематических факторов на проскальзывание профилей в процессе зацепления:

,

где и скорость скольжения и скорость точки контакта по профилю, соответственно, шестерни и колеса.

Коэффициент удельного давления учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на контактные напряжения. Если эвольвентные поверхности зубьев приближенно принять за поверхности круглых цилиндров, радиусы которых равны радиусам соответствующих эвольвентных поверхностей в точке их контакта, то для определения возникающего при этом контактного напряжения можно использовать известную формулу Герца:

,

где - равнодействующая распределённой нагрузки по контактной линии, направленная по линии зацепления; - приведённый модуль упругости; - приведённая кривизна, мм; - рабочая ширина зубчатых колёс, мм. Влияние геометрической формы зуба на удельное давление, независимо от значения модуля, отражается понятием коэффициента удельного давления , поэтому:

За расчётный принимают такой коэффициент удельного давления, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления:

Коэффициент перекрытия позволяет оценивать непрерывность и плавность работы передачи. Эти качества передачи обеспечиваются перекрытием по времени работы одной пары зубьев другой парой, т.е. каждая последующая пара должна войти в зацепление до того, как предшествующая выйдет из него:

Для косозубой передачи:

,

где -коэффициент осевого перекрытия; - коэффициент ширины зубчатого венца, выбираемый из условия прочности и износостойкости зуба.

Спроектировать зубчатую передачу с минимальными габаритными размерами, массой и требуемым ресурсом работы можно только в том случае, если будут правильно учтены качественные показатели, т.е. коэффициенты удельного давления, коэффициенты скольжения, коэффициент перекрытия. Добиться того, чтобы все показатели были одновременно хорошими, трудно. Для этого необходимо учитывать рекомендации:

  1. проектируемая передача не должна заклинивать;

  2. коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого;

  3. зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой.

Должно выполняться условие: .

берётся по результатам расчёта программы PRZUB.EXE

Верхнее ограничение получается по коэффициенту перекрытия. Согласно классу точности выбирается допустимое значение коэффициента перекрытия и проводится на этом уровне прямая до пересечения с графиком коэффициента перекрытия. Точка их пересечения даст нам ОДЗ по []. В этой области допустимых значений выбирается стандартное значение смещения т.е. мм..

мм.

Мы проектируем косозубую передачу, используя следующие формулы:

mt = m / cos = 7,724 мм; t = arctg ( tg / cos ) = 21,88;

hta*= ha*·cos = 0,906 мм; ct* = ct*·cos = 0,227 мм;


3.2. Построение профиля зуба, изготовляемого реечным инструментом


Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводится (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:

  1. проводится делительная и основная окружности, окружности вершин и впадин .

  2. откладывается от делительной окружности выбранное смещение и проводится делительная прямая производящего контура реечного зацепления. На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проводятся прямые граничных точек, а на расстоянии - прямые вершин и впадин; станочно-начальная прямая Q-Q проводится касательной к делительной окружности в точке (полюс станочного зацепления).

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

  4. строится исходный производящий контур реечного зацепления инструмента так, чтобы ось симметрии совпадала с вертикалью; закругленный участок профиля строят как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиуса . Расстояние между одноименными профилями зубьев исходного контура равно шагу .

  5. строится профиль зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура в точке К. Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного контура проводится вспомогательная прямая ММ касательно к окружности вершин. Фиксируется точка W пересечения прямолинейной части профиля инструмента и линии ММ и центр окружности закругленного участка профиля - точка L. Откладывается на прямой ММ несколько отрезков по 50 мм длиной и отмечаются точки I, II, III, IV и т.д. Такие же отрезки откладываются на станочно-начальной прямой Q-Q (точки 1, 2, 3, 4 и т.д. ) и на дуге делительной окружности (точки 1, 2,3,4 и т.д.). Из центра колеса через точки 1, 2,3,4... проводятся лучи до пересечения с окружностью вершин в точках 1, 2,3,4... . При перекатывании станочно-начальной прямой Q-Q по делительной окружности точки 1, 2, 3, 4... и точки 1, 2,3,4... последовательно совпадают; тоже для точек I, II, III, IV... и точек 1, 2,3,4... . При этом точка W описывает укороченную эвольвенту, а точка L - удлинённую. Промежуточные положения точек W и L находят построением соответствующих треугольников ( методом засечек ).

На изготовляемом колесе строятся три зуба, копируя полученный профиль.


3.3. Построение проектируемой зубчатой передачи


Проектируемую зубчатую передачу строят следующим образом:

  1. откладывают межосевое расстояние и проводят окружности: начальные и ; делительные и и основные и ; окружности вершин и и впадин и . Начальные окружности касаются в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению /cos. 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 проводится линия зацепления. Точки касания и называются предельными точкам 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. Они называются соответственно точками начала и конца зацепления.