Кинематический анализ и общее проектирование машинного привода от двигателя внутреннего сгорания». Курсовая по ТММ — копия. петербургский государственный университет путей сообщения императора александра i

• Название: петербургский государственный университет путей сообщения императора александра i
• Анкор: Кинематический анализ и общее проектирование машинного привода от двигателя внутреннего сгорания
• Дата: 10.05.2023
• Размер: 0.5 Mb.
• Имя файла: Курсовая по ТММ — копия.docx
• Тип: Курсовая; #1120317

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ

СООБЩЕНИЯ ИМПЕРАТОРА АЛЕКСАНДРА I»

(ФГБОУ ВО ПГУПС)

Факультет «Транспортные и энергетические системы»

Кафедра «Наземные транспортно-технологические средства»

Курсовая работа по дисциплине

«Теория машин и механизмов»

Вариант

Выполнил студент:

Группа: ПТМ

Курс:

Факультет: БФО

Преподаватель:

Санкт-Петербург 2023

Оглавление

Введение 3

Исходные данные 4

2 Структурное исследование механизма 5

3 Кинематический анализ 8

3.1 Построение схемы механизма 8

3.2 Построение планов скоростей механизма 9

3.2 Построение планов ускорений механизма 11

4 Силовой расчет рычажного механизма 15

4.1 Определение сил и моментов, приложенных к механизму 15

4.2 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского 16

5 Проектирование эвольвентного зацепления 18

Список литературы 21

Приложения 22

Введение

Объектом исследования является механизм двигателя внутреннего сгорания. Механизм двигателя внутреннего сгорания включает в себя различные механизмы, из которых исследованию подлежат – рычажный и зубчатый.

Рычажный механизм служит для преобразования возвратно-поступательное перемещение поршня во вращательное движение кривошипа.

От кривошипа вращательное движение передается через зубчатую передачу z₁ и z₂. В рычажных механизмах угловая скорость непостоянна и для более равномерного движения на валу кривошипа установлен маховик.

В данной курсовой работе необходимо произвести:

1. 
   Провести структурный, геометрический, кинематический и силовой расчёт механизма и определить уравновешивающий момент .
   
2. 
   Выполнить кинематический расчёт редуктора.
   
3. 
   Определить размеры зубчатых колёс редуктора.
   
4. 
   Построить картину зубчатого эвольвентного зацепления.
   

Исходные данные

Рис.1.1. Схема механизма

Вариант	Сила, действующая на поршень Q(H)	Число оборотов коленчатого вала , (об/мин)	Длина звена ОА (м)	Длина звена АВ, (м)	Масса звена ОА (кг)	Масса звена АВ (кг)	Масса звена В (кг)
В-04	660	900	0,25	1,4	0,4	1,5	2

2 Структурное исследование механизма

Выполним структурный анализ рычажного механизма, определим его подвижность и класс.


Рис. 2.1. Структурная схема рычажного механизма
Проанализируем звенья механизма, а также вид совершаемого ими движения, кинематические пары, соединяющие эти звенья (рис. 2.1), все данные занесём в таблицы:
Таблица 2.1 Звенья механизмов

№ звена	Характер движения	Наименование
1	вращательное	кривошип
2	Плоско-параллельное	шатун
3	поступательное	ползун
4	неподвижна	стойка

Таблица 2.2 Кинематические пары механизмов

№ звена	Класс пары	Вид пары
1-2	р5	вращательная
2-3	р5	вращательная
3-4	р5	вращательная
4-1	р5	поступательная

Т.к., данный механизм является плоским, то подвижность механизма определим по формуле Чебышева:

где — число подвижных звеньев, в данном механизме их 3 (табл. 1.1);

— число одноподвижных кинематических пар 5 класса, в данном механизме их 4 (табл. 2.2);

— количество двухподвижных пар 4 класса, в данном механизме их нет (табл. 1.2).
.

Схема любого плоского механизма может быть создана последовательным присоединением к ведущему звену и стойке кинематических цепей, которые не изменяют подвижность механизма. Разобьем данный рычажный механизм на структурные группы, т.е., на простейшие кинематические цепи с нулевой подвижностью относительно тех звеньев, с которыми входят в кинематические пары V кл. свободные элементы их звеньев, и не распадающиеся на более простые кинематические цепи с нулевой подвижностью.

На рисунке 2.3 изображены структурные группы механизма.

Рис. 2.2 Структурные группы механизма
Запишем формулу строения механизма в порядке соединения:

I(1,4)→II(2,3)

Класс механизма определяется наивысшим классом входящих в него структурных объектов. Т.е., данный механизм является механизмом II класса.

3 Кинематический анализ

3.1 Построение схемы механизма

Приняв на чертеже отрезок , находим масштаб механизма:

где 𝐿_𝑂𝐴 — истинная длина звена в метрах,

OA — изображение этого звена на чертеже в миллиметрах.

Схема позволяет определить движение ведомых звеньев по заданному движению ведущих. Кинематические пары обозначают большими буквами латинского алфавита. Звенья обозначают арабскими цифрами, начиная с кривошипа.

Планом механизма называется графическое изображение в масштабе кинематической схемы механизма, соответствующее определенному положению главного звена (в данном случае – кривошипа OA).

Рис 3.1 План положений механизма
Для построения 8 положений звеньев механизма разделим траекторию, описываемую точкой А кривошипа, на 8 равных частей. В качестве нулевого принимаем то положение кривошипа, при котором точка В ползуна занимает крайнее верхнее положение. Из отмеченных на окружности точек А₀, А₁…А₅ проводим дуги радиуса намечаем на линии движения ползуна B точки B₀, B₁…B₇, и соединяем их соответствующим образом.

3.2 Построение планов скоростей механизма

Определим частоту вращения кривошипа:

Определяем скорость точки А.


Примем длину вектора , изображающего вектор скорости точки A, равной 50 мм. Тогда масштаб для плана скоростей:



В векторной форме составим уравнение для скорости точки B:



Под векторами указаны их направления. Далее, находим середину вектора , изображающего скорость , и отмечаем точку конец вектора , изображающего скорость центра тяжести шатуна . Планы скоростей представлены на рис. 3.2.



Рис. 3.2 Планы скоростей механизма

Скорости нужных точек и звеньев для положения 5 находим по формулам:



Угловая скорость звена 2:


Построение планов скоростей заданных положений проводим аналогично. Результаты всех построений и расчетов представлены в табл. 3.1 и 3.2.
Табл. 3.1 Отрезки с планов скоростей

Положение	0	1	2	3	4	5	6	7
	50	50	50	50	50	50	50	50
	25	25	25	25	25	25	25	25
	0	30,86	50	30,86	0	30,86	50	30,86
	25	37,53	50	37,53	25	37,53	50	37,53
	50	35,64	0	35,64	50	35,64	0	35,64

Табл. 3.2 Значения точек скоростей точек механизма

Положение	0	1	2	3	4	5	6	7
	23,56	23,56	23,56	23,56	23,56	23,56	23,56	23,56
	11,78	11,78	11,78	11,78	11,78	11,78	11,78	11,78
	0	14,54	23,56	14,54	0	14,54	23,56	14,54
	11,78	17,69	23,56	17,69	11,78	17,69	23,56	17,69
	23,56	16,79	0	16,79	23,56	16,79	0	16,79
	16,83	11,99	0	11,99	16,83	11,99	0	11,99

Направление угловой скорости звена АВ определяется следующим образом. Переносим мысленно вектор bа с плана скоростей в точку В шатуна 2 и наблюдаем направление поворота этого звена вокруг точки А.

3.2 Построение планов ускорений механизма

Построение плана ускорений рассмотрим для положения механизма №5 . Так как кривошип ОА вращается с постоянной угловой скоростью, то точка А кривошипа будет иметь только нормальное ускорение, величина которого равна:



Ползун 3 совершает прямолинейное движение ,ускорение точки В будет равно и направлено по ОВ.

Векторное уравнение скорости точки В будет иметь вид:



Под векторами указаны их направления.

Для положения 5:



Вводим полюс плана ускорений .Из полюса откладываем вектор в выбранном масштабе и получаем точку «a» из этой точки откладываем вектор (направлен по АВ в сторону точки А). Из точки n проводим вектор (направлен перпендикулярно АВ). Из полюса откладываем направление ускорения и точка пересечения векторов и дает нам точку пересечения «b». Длина отрезка дает нам величину ускорения точки В, а длина отрезка . Отмечаем на отрезке середину S₂ и получаем ускорение центра тяжести звена 2.

Примем длину вектора . Тогда, масштаб для плана ускорений:



Рассчитаем :



Ускорения нужных точек и звеньев находим по формулам:



Угловое ускорение звена 2:



Направлена по из точки В.

Планы ускорений представлены на рисунке 3.3.



Рис. 3.3 Планы ускорений
Для остальных положений все расчеты и построения ведутся аналогично. Результаты всех построений и расчетов сведены в таблицу:

Таблица 3.1 — Значения ускорений в расчетных положениях

Положение	0	1	2	3	4	5	6	7
	2221	2221	2221	2221	2221	2221	2221	2221
	1111	1111	1111	1111	1111	1111	1111	1111
	2618	1573	0	2201	1967	1372	0	1573
	2419	1758	1111	2415	920	1668	1111	1758
	0	1557	2221	2124	0	1533	2221	1557
	0	1112	1586	1517	0	1095	1586	1112

4 Силовой расчет рычажного механизма

4.1 Определение сил и моментов, приложенных к механизму

План нагрузок механизма предусматривает нанесение на его схему векторов сил, действующих в его шарнирах и центрах масс, на основании которых в дальнейшем находится мгновенное значение уравновешивающей силы.

При простейшем кинематическом анализе на план нагрузок наносятся вектора веса звеньев G, внешняя нагрузка Q, уравновешивающая сила F_УР и инерционные нагрузки F_И. Вектора последних направляются противоположно ускорениям центров масс по плану ускорений.

Планы нагрузок представлены в графической части курсовой работы.

Центры тяжести звеньев (стержней)находятся на середины их длины. Центр тяжести ползуна совпадает с центров шарнира В.

Вес звеньев определяется по формуле:



Где – ускорения свободного падения.



Силы инерции звеньев вычисляются по формуле:



Где -ускорение центра масс i-ого звена.

Знак «-» показывает, что силы инерции направлены противоположно ускорению центра масс звена.

Моменты инерции звеньев относительно их оси вращения:



Вычислим силы инерции для 4 положений механизма (5,6,7,0):
Табл. 4.1 — Силы инерции

Положение механизма	5	6	7	0
	444	444	444	444
	2502	1666	2367	3629
	2744	0	3146	5236
	268	389	272	0

4.2 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского

Соотношение между силами, приложенными к механизму (включая и силы инерции), можно получить с помощью вспомогательного рычага Жуковского.

Если какой-либо механизм под действием системы сил, приложенных к этому механизму, находится в равновесии, то повернутый на 90 в сторону вращения уголовной скорости план скоростей, рассматриваемый как твердое тело, вращающегося вокруг полюса плана и нагруженное теми же силами, приложенными в соответствующих точках плана, также находится в равновесии. При этом, силы, приложенные к полюсу или пересекающие его не указываем, чтобы не загромождать рисунки.



Рис. 4.1. Рычаги Н. Е. Жуковского.

Раскладываем момент инерции звена 2 на пару сил:



Табл. 4.2 Значение пары сил от момента инерции

Положение механизма	5	6	7	0
	191	278	194	0

Составим уравнения моментов сил относительно полюса .

Положение 5:



Положение 6:



Положение 7:



Положение 0:



Определяем уравновешивающий момент по формуле



Все вычисления приводим в таблицу 4.4:
Табл.4.4 Полученные результаты

Положение механизма	5	6	7	8
	830	165	287	4
	3318	660	1146	17

Наибольшую нагрузку по модулю кривошип испытывает в положении 5, поэтому расчет редуктора производим по этому значению.

5 Проектирование эвольвентного зацепления

По найденному максимальному значению уравновешивающей силы, приложенной к кривошипу, определяем вращающийся момент на входном валу привода:

Мощность на валу кривошипа:



Определим мощность на валу Р_РО:



Передаточное отношение редуктора принимаем по рекомендациям для одноступенчатых прямозубых редукторов. Принимаем .

Рассчитаем частоту вращения валов редуктора:





Рассчитываем межосевое расстояние:



Где —коэффициент межосевого расстояния для цилиндрических зубчатых колес;

коэффициент ширины колес относительно опор;

– передаточное число;

– вращающий момента на тихоходном валу редуктора;

− допускаемое контактное напряжение колеса;

коэффициент неравномерности по длине зуба.

По ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее стандартное межосевое расстояние (ряд 1):

Принимаем .

Определяем модуль зацепления:



Значение модуля округляется до стандартного числа согласно ГОСТ 9563-60.

Принимаем .

Определим суммарное количество зубьев шестерни и колеса:



Примем .

Число зубьев шестерни:



Число зубьев колеса:



Уточнение передаточного числа:



В каждом зубчатом колесе различают три окружности и, следовательно, соответствующие им диаметры: делительные диаметры шестерни и колеса:



Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:



Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:



Диаметры основных окружностей:



Толщина зуба по делительной окружности:



Расстояние между одноименными боковыми поверхностями двух смежных зубьев колеса называется шагом и рассчитывается по формуле:



Вычислим значения геометрических параметров зубчатых колёс и занесём данные в таблицу:

Уточним межосевое расстояние:


Табл. 5.1 Результаты расчета

Параметр
Размер, мм	15,708	235	470	220,83	441,66	7,854	7,854	352,5	245	480	223	458

Список литературы

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин М., Наука. 1975.

2. Турбин Б.И., Карлин В.Д. Теория механизмов и машин. М.. Машиностроение. 1980.

Дополнительная

3. Артоболевский И.И., Эдельштейн Б.В. Сборник задач по теории

механизмов и машин. М., Наука. 1975.

4. Баранов Г.Г. Курс теории механизмов и машин М.

Машиностроение, 1990.

Приложения

Файлы построений:

Зубчатый механизм.cdw – Файл построения эвольвентного зацепления;

Зубчатый механизм.pdf – Сохранённая в формате ПДФ копия построения эвольвентного зацепления;

Рычажный механизм.cdw – Файл расчётов рычажного механизма;

Рычажный механизм.pdf – Сохранённая в формате ПДФ копия расчётов рычажного механизма.