Курсовая по Теории машин и махенизмов. 17 вар. Проектирование и исследование механизмов

• Название: Проектирование и исследование механизмов
• Анкор: Курсовая по Теории машин и махенизмов
• Дата: 04.12.2019
• Размер: 0.57 Mb.
• Имя файла: 17 вар.docx
• Тип: Исследование; #98666
• страница: 4 из 6

Объем и содержание курсового проекта

Лист 1. Проектирование основного механизма двигателя и определение закона его движения.

1. Определение основных размеров звеньев механизма по заданным условиям (средняя скорость поршня; число оборотов коленчатого вала при номинальной нагрузке двигателя; отношение длины шатуна к длине кривошипа).

2. Определение необходимого момента инерции маховых масс, обеспечивающих вращение коленчатого вала с заданным коэффициентом неравномерности при установившемся режиме работы на холостом ходу. Определение момента инерции дополнительной маховой массы (маховика), установленного на коленчатом валу.

3. Построение диаграммы изменения угловой скорости коленчатого вала двигателя за время одного цикла установившегося режима работы на холостом ходу. Основные результаты расчёта привести в табл. 1.

Примечание.

1. При построении диаграммы силы давления газов, действующей на поршень, силой при всасывании и выхлопе пренебречь.

2. Веса звеньев механизма и их моменты даны ориентировочно

3. При построении диаграммы приведённого суммарного момента действующих сил пренебречь приведёнными моментами сил тяжести шатунов и ползунов (они сравнимо меньше приведённого момента сил давления).

Лист 2. Силовой расчёт основного механизма двигателя при холостом режиме с учетом динамических нагрузок.

1. Определение углового ускорения звена приведения по уравнению движения в дифференциальной форме в положении механизма, соответствующем заданному углу φ₁. Определение линейных ускорений центров тяжести и угловых ускорений звеньев.

2. Построение картины силового нагружения механизма.

3. Определение сил в кинематических парах механизма.

4. Оценка точности расчётов, выполненных на 1 и 2 листах курсового проекта

Лист 3. Проектирование кулачкового механизма привода впускного клапанаю

1. Построение диаграмм первой, второй передаточных функций толкателя и диаграмму его перемещения с учётом заданного характера изменения второй передаточной функции толкателя (рис. 17-4).

2. Определение основных размеров кулачкового механизма наименьших габаритов с учётом максимально допустимого угла давления [θ].

3. Построение профиля кулачка (центрового и конструктивного).

4. Построение диаграммы изменения угла давления в функции угла поворота кулачка. Основные результаты расчёта привести в табл. 1-3.

Лист 4. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора.

1. Выполнение геометрического расчёта эвольвентной зубчатой передачи z₇, z₈ (рис. 17-1)

2. Построение схемы станочного зацепления при нарезании колеса с меньшим числом зубьев и профилирование зуба (включая галтель) методом огибания.

3. Вычерчивание схемы зацепления колёс с указанием основных размеров и элементов колёс и передачи.

4. Проектирование планетарного редуктора (подбор чисел зубьев) по заданному передаточному отношению редуктора и числу сателлитов. Допустимое отклонение Uред = ± 5 %.

5. Определение передаточных отношений редуктора при различных неподвижных звеньях графическим способом.

Основные результаты расчёта привести в табл. 1-4.

Исходные данные. Таблица 1.

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Единица СИ	Числовые значения для вариантов
				А
1	Средняя скорость поршня	vср	м/с	7,25
2	Отношение длины шатуна к длине кривошипа	lAB/lOA = lAC/lOA	-	4,23
3	Отношение расстояния от точки А до центра тяжести S2 шатуна к длине шатуна	lAS2/lAB = lAS4/lAC	-	0,3
4	Даиметр цилиндра	d	м	0,066
5	Номинальное число оборотов кривошипа	nном	об/мин	4000
6	Максимальное давление воздуха в цилиндре при номинальной режиме	(Pmax)ном	МПа	2,41
7	Число оборотов кривошипа на холостом ходу	nхх	об/мин	600
7	Максимальное давление воздуха в цилиндре при холостом режиме	(Pmax)хх	МПа	0,9
8	Вес шатуна	G2 = G3	Н	3,73
9	Вес поршня	G3 = G5	Н	2,26
10	Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его центр тяжести	I2S =I4S	кг·м2	1,18·10-3
11	Момент инерции коленчатого вала (без маховика)	I’10	кг·м2	5,89·10-3
12	Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала (на холостом ходу)	хх	-	1/20
13	Угловая координата кривошипа для силового расчета (рис. 17-1)	1	град	30
14	Угол рабочего профиля кулачка	раб	град	120
15	Ход толкателя кулачкового механизма	hmax	м	0,008
16	Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме	[θ]	град	28
17	Отношение величин ускорений толкателя	a2/a1	-	3/2
		a2/a4		1
		a1/a3		1
18	Числа зубьев колес 7, 8 (рис. 17-1)	z7	-	12
		z8		24
19	Модуль зубчатых колес 7, 8	m	мм	12
20	Угол наклона зуба для колёс 7,8	β	град	0
21	Параметры исходного контура реечного инструмента	α	град	22
		h*a	-	0,8
		c*	-	0,25

 

1. Определение закона движения механизма.
1.1. Постановка задачи: Для заданного механизма при известных массах и моментах инерции звеньев и заданном законе изменения давления в цилиндре определить закон движения и дополнительную маховую массу, которая обеспечивает движение механизма с заданным коэффициентом неравномерности.

Допущения: звенья механизма абсолютно жесткие, кинематические пары идеальные, при заданном коэффициенте неравномерности можно принять ₁  _1ср.
1.2. Метрический синтез основного механизма
1.2.1. Исходные данные для синтеза
Метрический синтез кривошипно-ползунного механизма проводится по средней скорости поршня, средней частоте вращения вала (кривошипа), коэффициенту относительной длины шатуна (или углу давления) и относительному расстоянию до центра масс шатуна.
Средняя скорость поршня 3 V_Вср , м/с 7,25

Число оборотов коленчатого вала n_ном, об/мин 4000

Отношение длины шатуна 2 к длине

кривошипа 1 ₂ = l_АВ/l_ОА , - 4,23

Положение центра масс шатуна 2 _S2 = l_АS2/l_АВ , - 0.3

1.2.2. Определение размеров механизма

Определение длины кривошипа l_AО
l_AО= 60V_Вср/(4n_ном)= 7,2560/(4*4000) = 0.0272 м.

Определение хода поршня
H_В= 2l_AО= 2  0.0272 = 0.0544 м.
Определение длины звена 2
l_BА = ₂l_AО= 4,230.0272 = 0.115 м.
Определение положения центра масс звена 2

l_АS2 = _S2l_BА= 0,30.115 = 0.0345 м.

Вычерчиваем на листе кинематическую схему основного рычажного механизма в произвольном положении в масштабе
_l= 1100 мм/м.
Определяем предельные ("мертвые") положения механизма и вычерчиваем план механизма в этих положениях. Угол поворота начального звена 1 разбиваем на 12 равных интервалов по 30º и в направлении угловой скорости проставляем номера позиций. Отсчет угла поворота ₁ производим от положения кривошипа соответствующего верхней мертвой точке - ₁₀ = 40º.
1.3. Определение кинематических передаточных функций.
Для выбранных 12 положений начального звена механизма по методу замкнутого векторного контура для определения первых кинематических передаточных функций для точек B и S₂ и передаточное отношение U_21.



Векторные уравнения:

- для определения Vq_B

- для определения Vq_S2
Передаточные функции определяются по формулам:







Результаты вычисления получены в среде Matlab (Программа математического моделирования).
Полученные результаты проверялись по программеAR52.

Результаты расчета передаточных функций для группы звеньев 1-2-3 до 360º (далее идет повторение с 360º до 720º) приведены в таблице 1.1. Для группы звеньев 1-4-5 диаграммы передаточных отношений сдвинуты на 100º вправо.

Таблица 1.1

№	поз.	0, 12	1	2	3	4	5
1	град	0, 360º	30º	60º	90º	120º	150º
VqB	м	0	-0,0164	-0,0264	-0,0272	-0,0207	-0,108
VqS2	м	0,019	0,0219	0,0262	0,0272	0,0246	0,0208
u21	-	-0,2365	-0,2063	-0,1208	0	0,1208	0,2063

Продолжение таблицы 1.1

№	поз.	6	7	8	9	10	11
1	град	180º	210º	240º	270º	300º	330 º
VqB	м	0	0,0108	0,0207	0,0272	0,0264	0,0164
VqS2	м	0,019	0,0208	0,0246	0,0272	0,0262	0,0219
u21	-	0,2365	0,2063	0,1208	0	-0,1208	-0,2063

По данным, приведенным в этой таблице, строим на листе диаграммы передаточных функций для центров масс звеньев в масштабе

_Vq = 300 мм/м;

и диаграммы передаточных отношений для звеньев, совершающих плоское или вращательное движение

_u = 300 мм
Далее по оси абсцисс откладываем угол φ_1. Масштаб выбираем:
_φ = 16 мм/рад.
Значения передаточных функций для правого поршня сдвинуты на 100º вправо, но имеют такие же значения.

Передаточные функции для правого поршня определяются по формулам:








1.4. Построение индикаторной диаграммы и силовой диаграммы

Индикаторную диаграмму строим по заданным значениям давления в цилиндре при работе двигателя на холостом ходу при максимальном давлении

(p_max) _хх= 0,9 МПа.
Выбираем максимальную ординату y_pmax = 90 мм, тогда масштаб индикаторной диаграммы
_р = y_pmax /p_max = 90/0,9 = 0,1 мм/ кПа.
Максимальная сила, действующая на поршень, определяется по формуле:

F_max = 3077,514 Н.
Силовую диаграмму также строим только для левого поршня, поскольку для правого она будет сдвинута, но аналогична по значениям. Выбираем масштаб при построении силовой диаграммы, действующей на поршень, равный:
_F = 78 мм/3000 Н = 0,026 мм/Н,

1.5. Построение диаграммы приведенных моментов

Учитывая, что механизм обладает одной степенью подвижности, можно упростить определение закона его движения. Для этого произведем замену механизма его динамической моделью. Характеристиками динамической модели являются: приведенный момент M^пр_ и приведенный момент инерции I ^пр_.

Для исследуемого механизма приведенный суммарный момент состоит из двух составляющих: момента движущей силы и момента сил сопротивления
M^пр_ = M^пр_д + M^пр_с .
Приведённый движущий момент определяется в каждом из 13 положений механизма по формуле, пренебрегая приведёнными моментами сил тяжести в силу их малости по сравнению с моментами сил давления.