Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > ТММ
Название:
Расчет маховика ДВС автомобиля

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: ТММ

Цена:
1 грн



Подробное описание:

Оглавление
1 Проектирование схемы, структурное и кинематическое исследование
рычажного механизма 3
1.1 Структурный анализ механизма 3
1.2 Построение планов механизма 4
1.3 Построение планов скоростей механизма 5
1.4 Построение планов ускорений 7
2 Проектирование неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи и анализ зубчатого механизма 10
2.1 Проектирование зубчатой передачи 15
2.3 Проверка выполнения условий соосности, соседства и сборки планетарного механизма. 17
3 Расчет маховика 18
Список литературы 22



1 Проектирование схемы, структурное и кинематическое
исследование рычажного механизма

Исходные данные:


L_ОА=0,20 м, l_АС=0,65, X_D=0,3 м;〖 ω〗_1=65π с^(-1).
Требуется выполнить:
провести структурный анализ механизма;
для восьми равноотстоящих (через 45˚) положений ведущего звена построить положение остальных звеньев;
для каждого положения плана механизма построить план скоростей, а для двух положений – план ускорений;
вычислить линейные скорости и ускорения звеньев механизма;
результаты вычислений свести в таблицы;
на планах механизма нанести направления угловых скоростей и ускорений соответствующих звеньев;
1.1 Структурный анализ механизма
Определяем степень подвижности. Так как механизм плоский, то применяем формулу П.Л.Чебышева
W=3n-〖2P〗_5-P_(4,), (1.1)
где n – число подвижных звеньев (n=5);
P_(4,) P_5- число кинематических пар, соответственно, четвертого и пятого классов.
P_5: A(1;2),B(2;3),D(5;6),C(2;3),B(2;4),B(4;5);C(3,6) .
P_4=0.
W=3∙5-2∙7-0=1.
Это значит, что данная кинематическая цепь является механизмом, в котором достаточно иметь одно ведущее звено.
Для определение класса механизма разбиваем его на структурные группы, у каждой из которых определяем класс, порядок и вид:

II кл., 2 пор., 5 вид. Механизм I класса II кл.,2 пор., 2 вид
Рисунок 1 – Группы Ассура
Формула строения механизмов имеет вид:
Ⅰ(6,1)→Ⅱ(2,3)→Ⅱ(4,5).
В целом механизм второго класса. Все механизмы второго класса исследуются методом планов.
1.2 Построение планов механизма
Определяем масштаб для построения плана механизма:
µ_l=ɩ_OA/OA=0,20/28,5=0,007 м/мм.
(1.2)
В принятом масштабе выражаем все остальные геометрические параметры и звенья механизма
X_D=0,3/0,007=42,8 мм. AC=l_AC/µ_l =0,65/0,007=92,8 мм;
1.3 Построение планов скоростей механизма
Построение начинаем с определения линейной скорости точки А, принадлежащей ведущему звену ОА.
V_A=ω_1∙ l_AO=65∙3,14∙0,20=40,82 М/C.
Направление скорости точки А определится из векторного уравнения
(V_A ) ⃗=(V_O ) ⃗+ V ⃗_AO', (1.3)
где V ⃗_AO' – вектор относительной скорости точки А относительно точки О (перпендикулярен ОА).
Длина отрезка принимается из условия получения «удобного» масштаба µ_V.
µ_V= V_A/P_a = 40,82/40,82=1(М/C)/мм. (1.4)
Скорость точки С определится из векторного уравнения
(V_С ) ⃗=(V_A ) ⃗+(V_СA ) ⃗ , (1.5)
где V ⃗_AС – вектор относительной скорости точки С относительно точки A (перпендикулярен AС).
(V_(С ) ) ⃗ - вектор скорости точки C (параллелен оси OX).
Скорость точки B_5 определится из векторного уравнения
V ⃗_(B_5 )=V ⃗_(B_2 )+ (V_(B_5 B_2 ) ) ⃗ (1.6)
(V_(B_5 B_2 ) ) ⃗-вектор относительной скорости точки B_2 относительно точки B_5 (направлен параллельно AC).
Из плана скоростей определяем линейные скорости точек:
V_C=P_C ∙µ_V=22.44∙1=22,44 м/c ;
〖 V〗_(B_5 )=P_(B_5 )∙ µ_V=14,20∙ 1=14,20 м/c;
V_(B_2 )=P_(B_2 )∙ µ_V=25,95∙1=25,95 м/c ;
〖 V〗_CA=ac∙ µ_V=29,57∙1=29,57 м/c,
V_(B_5 B_2 )=B_2 B_5∙ µ_V=24,99∙1=24,99 м/c,
а также угловые скорости звена 2:
〖 ω〗_2= V_CA/l_AC =29,57/0,65=〖45,5 c〗^(-1). (1.7)
Полученные значения сводим в таблицу 1.
Направление угловой скорости ω_2 второго звена определится, если вектор V ⃗_СА' относительной скорости двух его точек мысленно перенести с плана скоростей на план механизма в точку, стоящую в индексе при скорости на первом месте – т. С.
Наносим направления угловых скоростей звеньев на план механизма.
Таблица 1 – Значения линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма
Параметр` Размер-ность Номера положений
1 2 3 4 5 6 7 8
V_A м/c 40,82 40,82 40,82 40,82 40,82 40,82 40,82 40,82
V_C м/c 22,44 40,82 35,28 0 35,28 40,82 22,44 0
V_CA м/c 29,57 0 29,57 40,82 29,57 0 29,57 40,82
V_(B_2 ) м/c 25,95 40,82 37,38 33,9 37,38 40,82 25,95 9,46
V_(B_5 ) м/c 14,20 13,17 15,0 33,9 15,0 13,17 14,20 9,46
V_(B_5 B_2 ) м/c 25,0 42,89 31,21 0 31,21 42,89 25,0 0
ω_2 〖πc〗^(-1) 45,5 0 45,5 62,8 45,5 0 45,5 62,8

Направление угловой скорости звена определится, если вектор относительной скорости двух его точек мысленно перенести с плана скоростей на план механизма в точку, стоящую в индексе при скорости на первом месте
Наносим направления угловых скоростей звеньев на план механизма.
1.4 Построение планов ускорений
Ускорение точки А определяем из векторного уравнения
a ⃗_A=a ⃗_O+a ⃗_AO^n+ a ⃗_AO^τ, (1.8)
где a ⃗_O – абсолютное ускорение точки O, м/c^2 (a_O= 0, т.к. точка О неподвижна);
a ⃗_AO^n – нормальное ускорение точки А относительно точки О (направлена вдоль звена к центру вращения)
a ⃗_AO^τ – касательное ускорение точки А относительно точки О.
a_AO^n=ω_1^2∙ l_OA=(65∙3,14)^2∙0,2=8831 м/С^2 , (1.9)
a_AO^τ=0,т.к ω_1=const.
Определяем масштаб плана ускорения:
µ_a=a_A/πa=8831/60,07=147 (м/с^2)/мм. (1.10)
Для определения ускорения точки В составляем уравнение
(a_С ) ⃗=(a_A ) ⃗+(a_СA^n ) ⃗+(a_СA^τ ) ⃗, (1.11)
где a ⃗_СА^n – нормальное ускорение точки С относительно точки А (направлена вдоль звена АС к точке А, как центру вращения);
a ⃗_СA^τ – касательное ускорение точки С относительно точки А (направлено перпендикулярно АС).
a_СA^n= ω_2^2∙l_AС=〖(45,5)〗^2∙0,65=1345,7м/c^2 .
Вектор (n_CA C) ⃗ характеризует ускорение a_CA^n .
a_CA^τ=41,47∙147=6096 м/с^2
Определяем угловое ускорение звена 2:
ε_2=(a_CA^τ)/l_AC =6096/0,65=9378,5 c^(-2).
Для определения наплавления углового ускорения звена необходимо вектор касательного ускорения мысленно с плана ускорений перенести параллельно самому себе на план механизма в точку, стоящую в индексе при a^τ на первом месте.
Определяем ускорение в точке B_5:
(a_(B_5 ) ) ⃗=(a_(B_2 ) ) ⃗+(a_(B_5 B_2 ) ) ⃗ , (1.12)
где (a_(B_5 ) ) ⃗- параллелен оси OY,
(a_(B_5 B_2 ) ) ⃗-параллелен AB.
a_c=147•43=6321м/с^2
a_(b_2 )=44,5•147=6541м/с^2
a_(b_5 b_2 )=43,6•147=6410м/с^2
a_(b_5 )=3,4•147=500м/с^2
Результаты вычислений заносим в таблицу 2. Аналогично ведем построение планов скоростей и ускорений и их вычисления для всех остальных положений планов механизма.

 

 


Таблица 2 – Значения линейных ускорений точек и угловых ускорений звеньев механизма
Пара-метр Размер-ность Номера положений
1 2 3 4 5 6 7 8
a_A м/c^2 8831 8831 8831 8831 8831 8831 8831 8831
a_C м/c^2 6321 2849 6321 0 6321 2849 6321 0
a_(C_2 A)^n м/c^2 1345,7 0 1345,7 2563,5 1345,7 0 1345,7 2563,5
a_(B_2 ) м/c^2 6541 4757 7805,7 7470 7805,7 4757 6541 2054
a_(B_5 B_2 ) м/c^2 6410 1450 6394,5 0 6394,5 1450 6410 0
a_(B_5 ) м/c^2 500 4107 6071,1 7470 6071,1 4107 500 2054
ε_2 с^(-2) 9378,5 14274 9378,5 0 9378,5 14274 9378,5 0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Проектирование неравносмещенной эвольвентной
зубчатой передачи и анализ зубчатого механизма
2.1 Проектирование зубчатой передачи
Исходные данные:
z_1=14; z_2=27; m=10 мм.
Требуется :
1) рассчитывать геометрические параметры неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления из условия отсутствия подрезания;
2) построить картину зацепления с изображением на ней теоретической и практической линии зацепления, рабочих участков профилей зубьев, дуг зацепления и сопряженных точек;
3) рассчитать и построить графики удельных скольжений зубьев;
4) дать письменный анализ диаграммы скольжения зубьев и определить коэффициент перекрытия передачи.
Для устранения подрезания ножки зуба малого колеса необходимо сделать смещение инструмента в положительную сторону на определенную величину, которое характеризуется коэффициентом смещения.
Подсчитываем передаточное число
U_12=z_2/z_1 =27/14=1,93. (2.1)
По таблицам В.Н.Кудрявцева согласно чисел зубьев колес находим коэффициенты относительного смещения x_1=0,826; ∆у=0,175; x_2=0,399 [1].
Определяем инволюту угла зацепления
inva_w=(2∙(x_1+x_2)∙tgα)/(z_1+z_2 )+inva, (2.2)
где α = 20° – стандартный угол зацепления [1].
inva_w=(2∙(0,826+0,399)∙tg20°)/(14+27)+inv20°= 0,021749+0,014904=0,036653
По значению inva_w из таблиц эвольвентной функции определяем угол зацепления проектируемой передачи -α_w=26°40/ = 26,66º .
Определяем межцентровое расстояние передачи
a_w=(m∙(z_1+z_2 )cosα)/(2∙cosα_w )=(10∙(14+27)cos20°)/(2∙cos26,66°)=215,6 мм. (2.3)
Определяем радиусы:
- начальных окружностей
〖 r〗_w1=a_w/(U_12+1)=215,6/(1,93+1)=73,6 мм; (2.4)
r_w2=(a_w∙U_12)/(U_12+1)=(215,6∙1,93)/(1,93+1)=142 мм; (2.5)
- делительных окружностей
r_1=(m∙z_1)/2=(10∙14)/2=70 мм; (2.6)
r_2=(m∙z_2)/2=(10∙27)/2=135 мм; (2.7)
- основных окружностей
r_b1=r_1∙cosα=70∙cos20°=65,778 мм; (2.8)
r_b2=r_2∙cosα=135∙cos20°=126,859 мм; (2.9)
- окружности вершин зубьев
r_a1=r_1+m(x_1+h_a-∆y); (2.10)
r_a2=r_2+m(x_2+h_a-∆y), (2.11)
где h_a – коэффициент высоты головки зуба (h_a=1 [1]);
r_a1=70+10∙(0,826+1-0,175)=86,51 мм;
r_a2=135+10∙(0,399+1-0,175)=147,24 мм;
- окружностей впадин зубьев
r_f1=r_1+m(x_1-h_f-C);
r_f2=r_2+m(x_2-h_f-C),
где h_f- коэффициент высоты ножки зуба (h_f=1 [1]);
С – коэффициент радиального зазора (С=0,25 [1]).
r_f1=70+10∙(0,826-1-0,25)=65,76 мм;
r_f2=135+10∙(0,399-1-0,25)=126,49 мм.
Качественные показатели зацепления:
-шаг по делительной окружности
〖 p〗_t=π∙m=3,142∙10=31,42 мм. (2.14)
-толщина зубьев по делительным окружностям
s_1=0,5p_t+2x_1∙m∙tgα=0,5∙31,42+2∙0,826∙10∙tg20°=21,72 мм;
s_2=0,5p_t+2x_2∙m∙tgα=0,5∙31,42+2∙0,399∙10∙tg20°=18,61 мм;
-ширина впадин из условия без зазорного зацепления
e_1=p_t-s_1=31,42-21,72=9,7 мм;
e_2=p_t-s_2=31,42-18,61=12,81 мм;
-коэффициент перекрытия
ε=(√(r_a1^2-r_b1^2 )+√(r_a2^2-r_b2^2 )-a_w∙sinα_w)/(π∙m∙cosα);
ε=(√(〖86,51〗^2-〖65,778〗^2 )+√(〖147,24〗^2-〖126,859〗^2 )-215,6∙sin26,66° )/(3,142∙10∙cos20°) =1,16
Проверяем зуб малого колеса на отсутствие заострения по формуле
S_a1=2r_a1 (S_1/r_1 +invα-invα_a1 ),
где α_a1=arccosr_b1/r_a1 . (2.21)
α_a1=arccos65,778/86,51=40,5
S_a1=2∙86,51(21,72/70+0,014904-0,14722)=30,8
Должно выполняться условие:
S_a1≥0,3m. (2.22)
30,8>0,3∙10=3 ,
поэтому условие выполняется.
Для построения картины зацепления выбираем масштаб:
μ_l=a_w/(O_1 O_2 )=0,2156/336,875=0,00064 м/мм . (2.23)
Проводим линию центров и в выбранном масштабе откладываем межосевое расстояние O_1 O_2=a_w. Из точек О_1 и О_2 проводим дуги начальных окружностей (r_w1 и r_w2), которые должны касаться друг друга в полюсе зацепления Р. Через полюс зацепления Р проводим общую касательную Т-Т. К ней под углом α???? = 26,5° проводим линию N-N.
Проведя дуги основных окружностей, убеждаемся в правильности проведенных построений – прямая N-N является общей касательной к основным окружностям (r_b1 и r_b2) в точках L_1 L_2. Отрезок L_1 L_2 является теоретической линией зацепления.
Для построения бокового профиля зуба первого колеса делим отрезок L_1 Р на равные части и несколько таких отрезков откладываем влево от точки L_1 , получаем точки 1, 2, 3…8. Дугами из центра L_1 проецируем эти точки на основную окружность. Из полученных точек 1′, 2′, 3′…8′ проводим перпендикуляры к отрезкам O_1 1´,O_1 2´,O_1 3´ и т.д. На этих перпендикулярах откладываем количество отрезков, соответствующих номеру перпендикуляра.
Проводим дуги остальных окружностей – делительных (r_1 и r_2), вершин зубьев (r_а1 и r_a2) и впадин зубьев (r_f1 и r_f2).
От точки пересечения бокового профиля с делительной окружностью по последней влево откладываем толщину зуба, вправо – ширину впадины.
Определяем практическую линию зацепления – L_1´L_2´, которая является частью теоретической линии зацепления, отсекаемой окружностями вершин зубьев.
Рабочий участок профиля зуба первого колеса определяется расстоянием по окружности вершины зуба до проекции точки L_1´ по дуге с радиусом О_1 L_1^' на боковой профиль.
Аналогично определяем рабочий участок профиля зуба второго колеса.
Для определения дуги зацепления изображаем пунктирной линией боковой профиль зуба на входе в зацепление (точка L_1´ ) и на выходе (L_2´ ). Часть начальной окружности, заключенная между этими положениями бокового профиля, будет являться дугой зацепления (аb). Для второго колеса построение аналогичное.
Используя дуги зацепления, определяем графически коэффициент перекрытия
ε=ab/p_w =61,3/49,1=1,25.
Для определения точки М_2 , сопряженной точке М_1 , произвольно выбранной на боковом профиле зуба, по дуге радиусом O_1 M_1 проецируем на практическую линию зацепления (точка m). Радиусом О_2 m определяем положение точки М_2 на боковом профиле зуба колеса 2.
Вычисляем коэффициенты удельных скольжений зубьев по формулам
λ_1=1+U_21 (1-L/X); (2.25)
λ_2=1+U_12 (1-L/(L-X)), (2.26)
где U_21=z_1/z_2 , U_12=z_2/z_1 – передаточные числа (без учета знака);
L = L_1 L_2 – длина теоретической линии зацепления;
Х – текущая координата, мм.
Расчетные данные сводим в таблицу 3.
Таблица 3 – Значения коэффициентов удельного скольжения зубьев проектируемых колес
X мм 0 28,85 51,61 87,76 151,18
λ_1 - -∞ -1,2 0 0,62 1
λ_2 - 1 0,54 0 -1,67 -∞

По полученным данным строим диаграмму скольжения, анализ которой показывает, что наибольшее скольжение наблюдается на ножке зуба второго колеса. Значительно скольжение и на ножке зуба первого колеса. Наименьшее скольжение имеет головка зуба второго колеса.

2.2 Анализ зубчатого механизма

Рисунок 2 – Схема механизма и исходные данные
Для определения передаточного отношения графическим методом изображаем заданный механизм в масштабе, приняв произвольное значение модуля m. Обозначаем на механизме все характерные точки – полюса зацеплений и центры колёс. Проводим перпендикулярную осям вращения колес линию I-I и на нее проецируем все характерные точки.
Несмотря на то что ведущим звеном является колесо 1, построение плана скоростей начинаем с водила H, для чего задаёмся отрезком произвольной длины │0_2,3 0_2,3^'│,характеризующий в выбранном масштабе скорость оси водила H. Линейная скорость водила Н в точке 0_1,4,5^' равна нулю, поэтому линия H, соединяющая точки 0_2,3^' и 0_(1,H4,5), будет характеризовать скорость любой точки водила H.
Линейная скорость колеса 2 в точке 0_2,3^' будет равна скорости оси водила H, а скорость колеса 2 в точке 0_2,3 равна нулю. Поэтому, соединяя точку 0_2,3^' и точку A,получаем график скоростей всего сателлита, состоящего из колёс 3 и 2 в целом.
Линия│Bb│в выбранном масштабе характеризует скорость точки B, принадлежащей как колесу 3,так и колесу 4. Соединив точки b и 0_(1,Н,4,5) , получаем график скоростей любой из точек колёс 4,5.
Скорость колес 5 и 6 в точке C будут равны. Продолжив график скоростей колес 4-5 (линия │0_(1,Н,4,5)b│) до точки c, получим линию │Сс│,характеризующую в выбранном масштабе скорость точки C.
Так как колёса 6 и 7 выполнены в едином блоке, то , соединив точки с и 0_6,7, получаем график скоростей всех точек колёс 6 и 7 ( линия│0_6,7 с│).
Скорость точки D одинакова как у колеса 7,так и у колеса 8. Скорость точек колеса 8 равна нулю на его оси 0_8, поэтому, соединяя точки d и 0_8 и продлевая полученную линию │d0_8│до точки е, получим линию │de│,являющуюся графиком скоростей колеса 8.
Скорость точки E одинакова как у колеса 8,так и у колеса 9. Скорость точек колеса 9 равна нулю на его оси 0_9, поэтому, соединяя точки e и 0_9, получаем график скоростей колеса 9 ( линия │ 0_9 e│).
Передаточное отношение определится через отрезки SH и S9.
U_H9=-SH/S9=-179/15=-11,9. (2.27)
Т.к. отрезки SH и S9 находятся по разные стороны от SP, передаточное отношение получается со знаком минус.
Для определения передаточного отношения аналитическим методом разбиваем весь зубчатый механизм на две части. Первая часть со звеньями 1, 2, H, 3, 4 - представляет собой собственно-планетарный механизм, вторая часть со звеньями 5, 6, 7, 8 - ступенчатый ряд.
U_H9=U_H4∙U_59 ; (2.28)
U_1H=1/i_4H =1/(1-〖(-1)〗^2∙i_41^H )=1/(1-(Z_3∙Z_1)/(Z_4∙Z_2 )) = (2.29)
= 1/(1-(17∙51)/(48∙20))=10,3;
U_59=(-1) (Z_5∙Z_8∙Z_8)/(Z_6∙Z_7 〖∙Z〗_9 )=(22∙28∙44)/(45∙19∙28)=-1,132
U_H9=10,3∙(-1,132)=-11,66
Вычисляем относительную ошибку:
∆u=|(U_(гр.)-U_(ан.))/U_(гр.) |∙100%= (-11,9-(-11,66))/(-11,9)∙100%=2%. (2.31)
2.3 Проверка выполнения условий соосности, соседства
и сборки планетарного механизма
Условие соосности представляет равенство межцентровых расстояний пар зубчатых колес
r_1-r_2=r_4-r_3 или z_1-z_2=z_(4-) z_3 (2.32)
51-20=48-17; 31 = 31.
Условие соосности выполняется.
Условие соседства определяет возможность размещения всех сателлитов по окружности их центров без касания друг друга.
sin (180°)/K>(z_2+2)/(z_1-z_2 ), (2.33)
где K - число сателлитов.
При K=3 sin (180°)/3>(20+2)/(51-20);
0,866>0,709.
Условие соседства выполняется.
Условие сборки определяет возможность одновременного зацепления всех сателлитов с центральным колесом. Это значит, что сумма чисел зубьев центральных колес будет кратной числу сателлитов.
(z_1+z_2)/K=c_1;(z_3+z_4)/K=c_2, (2.34)
где c_1, c_2 - любое целое положительное число.
(51+20)/3=.23,6 (17+48)/3=21,6
(51+20)/2=35,5 (17+48)/2=32,5

Условие сборки не выполняется.
Таким образом, планетарная часть заданного зубчатого механизма может содержать только один сателлит.

3 Расчет маховика
Исходные данные:
схема механизма

r=0,12 м, l=0,48 м, l_(AS_2 )=0,24 м, ω_1=90 с^(-1), d=0,10 м, m_2=2,1 кг,
m_3=2,4 кг, J_1=0,01 кг∙м^2, J_(S_2 )=0,022 кг〖∙м〗^2, δ=0,21, P_i^max=280000 Па.
Требуется определить момент инерции маховика по методу избыточных работ, рассчитать геометрические параметры маховика, его массу и вычертить эскиз.
Определяем приведенный момент движущихся сил
М_пр=Р_пр∙l_AO, (3.1)
где Р_пр - приведенная к точке А движущая сила;
l_AO - радиус кривошипа.
Р_пр=Р_дв∙V_B/V_A , (3.2)
где Р_дв – сила полезного сопротивления;
V_B - абсолютная скорость точки приложения силы Р_дв , м/с;
V_A - абсолютная скорость точки приведения А, м/с.
Р_дв=Р_i∙(π∙d^2)/4, (3.3)
где d – диаметр поршня, м2;
Pi – индикаторное давление, значения которого определяются для соответствующих положений поршня по индикаторной диаграмме, Па.
V_A=ω_1∙l_AO . (3.4)
V_B=Рb∙μ_V , (3.5)
где Pb - длина отрезка на плане скоростей, построенном в масштабе, мм;
μ_v - масштаб скорости, (м/с)/мм.
μ_v=μ_l∙ω_1 , (3.6)
d - диаметр поршня, м.
где μ_l - масштаб плана механизма, м/мм.
μ_l=l_OA/OA=0,12/60=0,002м/мм. (3.7)
Для двенадцати положений (через 〖30〗^° угла поворота кривошипа) строим повернутые на 〖90〗^° планы скоростей в масштабе.
μ_V=0,002∙90=0,18 (м⁄с)/мм.
Строим индикаторную диаграмму и определяем её масштаб
〖 μ〗_Pi=(P_i^max)/y^max , (3.8)
где P_i^max –максимальное давление на индикаторной диаграмме,Па;
y^max-максимальная ордината индикаторной диаграммы,мм.
〖 μ〗_Pi=280000/200=1400 Па/мм.
где y^max - максимальная ордината индикаторной диаграммы, мм.
Проецируем диаграмму на ось абсцисс и получаем точки 1 - 7'. Из точки 1 под произвольным углом проводим прямую и откладываем на ней отрезок 1-7, равный ходу поршня (на плане механизма). Соединив точки 7 и 7', получаем масштабный треугольник, используя который, определяем значения индикаторного давления для различных положений угла поворота кривошипа.
Из плана механизма, повернутых планов скоростей и индикаторной диаграммы составляем таблицу значений исходных данных для расчета (таблица 4):
X=Pb,
S=PS2,
H=ab – отрезки с плана скоростей в миллиметрах;
Y=Pi – индикаторное давление, Па.
Таблица 4 - Исходные данные для расчёта и результатов расчётов
№ Y X S H Мпр, Т1, Дж Т2, Дж Т3, Дж Тзв, Дж
положения Н.м
1 280000 0 30 60 0,0 40,5 36,2 0,0 76,7
2 248640 36,55 42,21 52,37 142,8 40,5 64,9 51,9 157,3
3 189000 58,61 57,29 30,73 174,0 40,5 113,1 133,6 287,2
4 146762 60 60 0 138,3 40,5 122,5 140,0 302,9
5 119854 45,31 50,9 30,73 85,3 40,5 89,6 79,8 209,9
6 88690 23,45 37,27 52,37 32,7 40,5 51,5 21,4 113,4
7 27748 0 30 60 0,0 40,5 36,2 0,0 76,7
8 31682 23,45 37,27 52,37 11,7 40,5 51,5 21,4 113,4
9 43834 45,31 50,9 30,73 31,2 40,5 89,6 79,8 209,9
10 66612 60 60 0 62,8 40,5 122,5 140,0 302,9
11 112154 58,61 57,29 30,73 103,3 40,5 113,1 133,6 287,2
12 177786 36,55 42,21 52,37 102,1 40,5 64,9 51,9 157,3

Для определения приведенного момента сил полезного сопротивления Мпр и кинетической энергии звеньев Тзв используем компьютерную программу, написанную в Microsoft Excel.
По результатам расчетов строим график изменения приведения момента от движущих сил в функции угла поворота кривошипа. Принимаем условие, что при такте расширения совершается полезная работа, поэтому график М_пр (φ) для первых шести положений располагается выше оси абсцисс, а для остальных шести - ниже.
Определяем масштабы:
μ_Мпр=(М_ПР^max)/(y_Мпр^max )=174/60=2,9(Н∙м)/мм . (3.9)
μ_φ=φ/X_φ =2π/180=0,035рад/мм. (3.10)
Интегрируя график М_пр=М_пр (φ), получаем график работы движущих сил
А_дв=А_дв (φ).
Учитывая, что при решении задачи расчета маховика рассматривается цикл установившегося неравновесного движения, график работы сил полезного сопротивления А_пс=А_пс (φ) получаем в виде отрезка, соединяющего начало и конец графика работы движущих сил.
Масштаб полученных графиков определится:
μ_А=μ_Мпр∙μ_φ∙h=2,9∙0,035∙60=6,09 Дж/мм,
где h - расстояние от начала координат до полюса интегрирования, мм.
График изменения кинетической энергии ∆T=∆T(φ) получаем как разность ординат графиков А_дв (φ) и А_пс (φ)
∆T=А_дв 〖-А〗_пс. (3.11)
В этой же системе координат по результатам расчетов вычерчиваем график изменения кинетической энергии звеньев механизма Т_зв=Т_зв (φ) с учетом
μ_∆Т=μ_Тзв=μ_Т=μ_А.
Вычитая ординаты графика Т_зв=Т_зв (φ) из ординат графика ∆T=∆T(φ), получаем график изменения энергии маховика:
Т_м=∆Т-Т_зв. (3.12)
Проекции точек, соответствующих максимальному и минимальному значениям Т_м, на ось ординат дадут отрезок (cd), по которому определяем момент инерции маховика
J_м=(cd∙μ_т)/(δ∙ω_1^2 )=(55,3∙6,09)/(0,21∙〖90〗^2 )=0,197 кг∙м^2. (3.13)
Диаметр обода маховика De определяем из условия, что для стальных маховиков окружная скорость не должна превышать 110 м/с
D_e≤2 V_Д/ω_1 ≤2 110/90≤2,44 м. (3.14)
Из конструктивных соображений принимаем диаметр D_e=0,37м.
Внутренний и внешний диаметры обода маховика определяем по выражениям
D_i=0,85∙D_e=0,85∙0,37=0,3145 м. (3.15)
D_ср=(D_e+D_i)/2=(0,37+0,3145)/2=0,3423 м. (3.16)
Определяем массу маховика и ширину его обода
m= (4∙J_м)/(D_ср^2 )=(4∙0,197)/〖0,3423〗^2 =6,73 кг,
b=(16∙J_м)/(π∙D_ср^2 (D_e^2-D_i^2)ρ)=(16∙0,197)/(3,14∙〖0,3423〗^2∙(〖0,37〗^2-〖0,3145〗^2)∙7800)=0,029 м,
где ρ=7800 кг/м3 - плотность материала.
Вычерчиваем эскиз маховика. Для его крепления предусматриваем шпонку и три отверстия под шпильки.

Список литературы
1. Тимофеев Г.А. Теория механизмов и машин: учебник и практикум для прикладного бакалавриата / Г.А. Тимофеев. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.:Юрайт,2015. – 429 с.
2. Овчинников В.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. / В.А. Овчинников -Киров: ВГСХА, 2005. - 173 с.

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы