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 > автомобили
Название:
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ДВИЖЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ. ЗАДАНИЕ № 19 Д.

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

Цена:
0 руб



Подробное описание:

 

 

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции,
ордена Трудового Красного Знамени
государственный технический университет им Н. Э. Баумана.

 

 

 

Факультет_____________________Энергомашиностроение_______
Кафедра___________________________________РК – 2___________

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ НА ТЕМУ:

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ
ДВИЖЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ.
ЗАДАНИЕ № 19 Д.

 

 


Студент_________________Гришин А. Ю.____ Группа Э2-51

Руководитель проекта________________________Синицин В. В.

 

 

 

 

 

 

2001 г.

 


Содержание:

Техническое задание 2
Объем и содержание курсового проекта 6
Лист 1. Проектирование основного
механизма и определение закона его движения 9
Лист 2. Силовой расчет 14
Лист 3. Проектирование кулачковых механизмов 16
Лист 4. Проектирование зубчатой передачи и
планетарного редуктора 18
Список используемой литературы 23

 

 

 


1. Техническое задание.

 

1.1.ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ДВИЖЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ

1.1.1.Краткое описание работы механизмов автомобиля
Двухосный грузовой автомобиль вредней грузоподъемности при-водится в движение двигателем внутреннего сгорания мощностью в 60-70 л.с. и может развивать скорость до 120 км /ч .
Колесный ход автомобиля состоит из силовой установки и трансмиссии, включающей муфту сцепления коробку передач, карданный вал с дифференциалом и ведущие колеса.
Двигатель установки четырехтактный четырехцилиндровый с вертикальным рядным расположением цилиндров и водяным охлаждением.

 

 

 

 

 


Различают два режима работы двигателя:
1) при холостом ходе, когда муфта выключена,
2) при движении автомобиля(номинальный режим), когда муфта сцепления соединяет коленчатый вал с остальными механизмами автомобиля.
Рабочий цикл в каждом цилиндре двигателя совершается за два оборота коленчатого вала и характеризуется индикаторной диаграммой, показывающей изменение давления газов в каждом цилиндре двигателя. Сплошной линией – индикаторная диаграмма номинального режима, пунктирной – холостого хода.

 

 

 

 

 

 

 



Основной механизм двигателя состоит из четырех одинаковых кривошипно-ползунных механизмов 1, 2, 3, расположенных в параллельных плоскостях .Кривошипы их расположены на одном коленчатом валу со сдвигом в 180.
Порядок работы механизмов и чередование процессов в цилиндрах двигателя следующее:

Угол поворота коленчатого вала 1 механизм 2 механизм 3 механизм 4 механизм
0-180 Расширение Сжатие Выпуск Всасывание
180-360 Выпуск Расширение Всасывание Сжатие
360-540 Всасывание Выпуск Сжатие Расширение
540-720 Сжатие Всасывание Расширение Выпуск

Управление газораспределением осуществляется клапанами 4, которые приводятся в движение кулачковыми механизмами (рис.3). Кулачки 6 закреплены на валу, который кинематически связан с коленчатым валом через зубчатую передачу. Толкатель 5 двигается поступательно, и ускорение его изменяется по закону, представленному на рис.4. Работа клапанов строго увязанна по фазам с вращением коленчатого вала, угловая скорость которого в два разабольше скорости кулачкового вала.
Вентилятор охлаждающего устройства приводится в движение от коленчатого вала двигателя через зубчатый механизм, состоящий из передачи Z1 Z2 с неподвижными осями и планетарного редуктора Z3 Z4 Z5.

 

 

 

 

 

 

 

 

При проектировании и исследовании механизмов автомобиля считать известными параметры, приведенные в таблице:
Наименование параметра Обозначение Размерность Числовые значения
Средняя скорость поршня при номинальной нагрузке
Vср М/сек 9,53
Диаметр цилиндров D М 0,080
Отношение длины шатуна к длине кривошипа LAB/LOA - 4
Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна LAS2/LAB - 0,282
Вес шатуна G2 Н 9
Вес поршня G3 Н 8,2
Момент инерции коленчатого вала (без маховика) I10 Кг*м2 0,028
Момент инерции шатуна относительно оси S2, проходящей через центр тяжести шатуна I2S Кг*м2 0,0092
Максимальное давление в цилиндре при номинальной нагрузке Pmax(ном) Па 6,1*106
Эффективная мощность двигателя при номинальной нагрузке Ne(ном) Вт 32*103
Механический к.п.д двигателя  - 0,804
Приведенный к валу двигателя момент инерции вращающихся деталей привода автомобиля I0 Кг*м2 5,2
Число оборотов коленчатого вала при режиме холостого хода n1хх Рад/сек 115
Число оборотов коленчатого вала двигателя при номинальной нагрузке. n1ном Рад/сек 272
Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала при режиме холостого хода хх - 1:29
Угловая координата кривошипа для силового расчета 1 Град 270
Ход толкателя в кулачковом приводе клапанов h М 0,0080
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме доп Град 30
Соотношение между ускорениями толкателя =a1/a2 - 3
Передаточное отношение колес 1 и 2 i12 - 1,5
Модуль зубчатых колес 1 и 2 m1-2 Мм 4
Число зубьев колеса 1 Z1 - 16
Угол наклона зуба для колес 1 и 2  Град 25
Рабочий угол профиля кулачка раб Град 116
Радиус ролика Rp М 0,01
Число оборотов вала вентилятора nB Рад/сек 41,9
Число сателлитов в планетарном редукторе K - 3
Параметры исходного контура реечного инструмента 0
и
с Град
-
- 20
1
0,25

 

 


Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального довления Рmax в зависимости от положения поршня

 

 

 

 

 

 

 

 


1.1.2. Объем и содержание курсового проекта.

Лист 1. Проектирование основного механизма 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, установленной на коленчатом валу.
3. Построение диаграммы изменения угловой скорости коленчатого вала двигателя за время одного цикла установившегоя режима работы на холостом ходу.

Примечание. 1. При построении диаграммы силы давления газов, действующих на поршень, силой при всасывании и выхлопе пренебречь.2. Веса звеньев механизма и их моменты нерции даны ориентировочно.3. Центры тяжести поршней лежат соответственно в точках B.


Лист 2.Силовой расчет основного механизма двигателя при номинальном режиме с учетом динамических нагрузок
1. Определение углового ускорения звена приведения по уравнению движения в дифференциальной форме в положении механизма, соответствующем заданному углу 1.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 расчетов, выполненных на листах 1 и 2 проекта, по уравнению моментов или уравнению сил для ведомого звена механизма.
Основные результаты расчета привести в таблице.
Примечание.
1. Для определения углового ускорения коленчатого вала при номинальном режиме:
а) угловая скорость вала принимается равной 1ном;
б) суммарный приведенный момент на коленчатом валу двигателя определяется по формуле


Лист 3.Проектирование кулачкового механизма привода впускного клапана.
1. определение числа оборотов кулачкового вала при номинальной нагрузке двигателя.
2. построение кинематических диаграмм движения толкателя (перемещение, скорость, ускорение) по заданному закону изменения ускорения толкателя.
3. определение основных размеров кулачкового механизма наименьших габаритов с учетом максимально допустимого угла давления доп.
4. построение профиля кулачка (центрового и конструктивного).
5. Построение диаграммы изменения угла давления в функции угла поворота кулачка.
Основные результаты расчета привести в таблице.


Лист 4. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора.
1. выполнение геометрического расчета эвольвентной зубчатой передачи.
2. построение схемы станочного зацепления при нарезании колеса с меньшим количеством зубьев и профилирование зуба (включая галтель) методом огибания.
3. вычерчивание зацепления колес с указанием основных размеров и элементов колес и передачи.

4. проектирование плданетарногоредуктора (подбор чисел зубьев) по передаточному отношению редуктора и числу сателлитов. Допустимое отклонение iред 5. Колеса планетарного редуктора нулевые, модуль колес принять равным единице.
5. Определение передаточного отношения, линейных скоростейи чисел оборотов звеньев спроектированного редуктора графическим способом.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Лист 1. Проектирование основного механизма 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, установленной на коленчатом валу.
3. Построение диаграммы изменения угловой скорости коленчатого вала двигателя за время одного цикла установившегоя режима работы на холостом ходу.

Примечание. 1. При построении диаграммы силы давления газов, действующих на поршень, силой при всасывании и выхлопе пренебречь.2. Веса звеньев механизма и их моменты нерции даны ориентировочно.3. Центры тяжести поршней лежат соответственно в точках B.


Определение размеров звеньев.

Vср=4*lOA*nном/60
lOA = Vср*60/(4*nном) =9.53*60/(4*2600)=0.0549 (м)
lAB/lOA=4  lAB=4*lOA=4*0.0549=0.219 (м)
lAS2/lAB=0.268 lAS2 =0.219*0.268=0.0587 (м)
Так как рассчитываем 4х-цилиндровый двигатель, то полученные значения верны и для остальных цилиндров.

Определение масштаба.

Определим масштаб, необходимый для построения механизма:
l=OA/lOA =27.45/0.0549=500 (мм/м), тогда
AB= lAB*l= 0,219*500=109.5 (мм),
AS2= lAS2*l=0.0587*500=29.35 (м).
Строим схему двигателя и определяем ход поршня, как разницу между нижней и верхней мертвыми точками:
HB = 2* lOA= 0.11 (м).

 


Построение индикаторной диаграммы и графика усилий.


Зная значение хода поршня и максимального давления в режиме холостого хода составим таблицу 1 значений давления в цилиндре в зависимости от хода поршня.

Таблица 1 :
S/H: 0 0,025 0,05 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1
Расширение
Выпуск
Всасывание
Сжатие 3,84 4,22 3,42 2,9 1,23 0,9 0,52 0,34 0,31 0,24 0,21 0,18 0,16
0,08
-0,08
3,84 2,59 2,38 1,63 0,73 0,37 0,15 0,07 0,05 0,01 -0,05 -0,06 -0,08

 


Переведем эти табличные данные в соответствующий масштаб:
l = 500 [мм/м] ¬р = ур/(рmax)xx¬¬[мм/МПа] = 80/ 4.2 = 19 [мм/МПа].

График усилий строим по индикаторной диаграмме, учитывая направление движения поршня и направление действия силы.

Переведем полученные данные в реальные размеры, тогда получим таблицу 2:
¬¬f=¬р/Sп =¬р/ (d2п /4)= 19*500/(3.1415*0,082¬/4) = 1892 [мм/кН]

Таблица 2:

Ход поршня 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1
Расширение
Сжатие 38,5 29,0 12,3 9,2 5,1 3,4 3,0 2,4 2,1 1,7 1,5
38,5 16,4 7,3 3,6 1,4 0,6 0,5 0,1 0,5 0,6 0,8


Построение графиков приведенных моментов от сил движущих, сопротивления и тяжести.

Примем следующие обозначения: М¬дпр(y) - момент движущей силы; Мспр(y)- момент сопротивления; МGпр - момент сил тяжести; 1) Момент движущей силы в каждом положении механизма считаем по формуле:
М¬дпр ¬=Fд*(VB/W1)*соs (Fд^VB)¬, т. к. соs (Fд^VB)= 1, тогда М¬дпр -=Fд*(VB/W1).
Значение Fд берем из таблицы 2, значение ¬ VB/W1 берем из таблицы
распечатки (Приложение 1)

 


Составим таблицу 3 значений М¬дпр ¬ в соответствии с диаграммой усилий.

¬м =Ум/Мmax [мм/Нм] 70 / 0,7 == 100 [мм/кН*м],
¬¬¬ = 240/4 [мм/рад] = 19.1 [мм/рад].

Таблица 3:

Положение механизма 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330
М¬дпр 0 0,69 0,27 0,09 0,04 0,02 0 0 0 0 0 0
360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720
0 0 0 0 0 0 0 0,01 0,01 0,013 0,11 0,42 0


2) Момент сопротивления определяем из условия, что при установившемся движении |Ас| = |Ад| за цикл; |Ад| пропорциональна алгебраической сумме площадей fд (в мм2¬) под кривой
М¬дпр(1), тогда Мс = fд/(¬м*¬*) = 682/(100*3,14*19,1) = 0,1137 [кНм] .

 

Построение суммарного приведенного момента.

Примем обозначение суммарного приведенного момента: М¬пр
Значение суммарного приведенного момента ищем как алгебраическую сумму каждого из моментов, найденных ранее : М¬пр =¬ М¬дпр¬ + МGпр + Мс
Учитывая работу механизма и чередование процессов в цилиндрах двигателя и используя данные таблицы 3, составим таблицу 4, в которой отразим значения всех моментов, действующих в каждом цилиндре.

Таблица 4:

Положение механизма 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330
М¬пр -0,11 0,59 0,17 -0,03 -0,24 -0,51 -0,11 0,59 0,17 -0,03 -0,24 -0,51
360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720
-0,11 0,59 0,17 -0,03 -0,24 -0,51 -0,11 0,59 0,17 -0,03 -0,24 -0,51 -0,11

 

 

 

 

Построение графика суммарной работы.

График суммарной работы А () строим методом графического интегрирования графика суммарного приведенного момента ¬ М¬пр . Для этого выберем отрезок k¬ = 30 мм, тогда масштаб графика работы считаем по формуле:
¬ А=(¬м*¬ ¬¬¬)/k =100*19.1/30= 63.7[мм/кДж].

Составим таблицу 5 значений получившегося графика суммарной работы.

Таблица 5: ¬

Положение механизма 0 15 30 45 60 75 90 105 120 135 150 165 180
А () 0 47,1 183,7 313,9 387,1 416,0 417,6 416,0 387,1 313,9 183,7 47,1 0

 

Построение графика суммарногоприведенного приведенного момента инерции второй группы звеньев.

Суммарный приведенный момент инерции второй группы звеньев, включающей в себя шатун 2 и поршень 3, рассчитаем по следующей формуле: Iпр¬ = Iпр3¬ + I¬пр2п + Iпр2¬в Каждый из этих моментов инерции считаем по соответствующей формуле для каждого из цилиндров: Iпр3 = m3*(VB/1)2¬;
I¬пр2п = m2*(VS2/1)2¬; Iпр2¬в= I2S*(1/2)2¬. Значения всех используемых передаточных функций, а также значения масс и момента инерции шатуна берем из распечатки
(Приложение 1)
Примечание: в силу симметрии расположения цилиндров и, соответственно, одинакового значения передаточных функций для I и IV, а также для II и III цилиндра, достаточно рассчитать значение приведенных моментов инерции для I и II цилиндра, а при сложении получившиеся моменты инерции умножить на два, то есть тем самым учесть наличие всех цилиндров.

Из таблицы видно, что график Iпр в интервале (2, 4) имеет тот же вид, что и в интервале (0, 2). Следовательно, для наглядности, достаточно изобразить график ¬¬только в интервале (0, 2). Масштаб для построения графика рассчитываем по формуле:
¬I = уImax¬/Imax¬[мм/(¬кг*м¬)] = 205,7/ 0,0103 = 20000 [мм/(кг*м¬)].

 


Построение приближенного графика ТII() кинетической энергии этой же
группы звеньев.

Воспользуемся следующей формулой для построения приближенного графика кинетической энергии второй группы звеньев: ТII()  IпрII*2ср/2 .
Считая 1ср= соnst¬, получаем что график кинетической энергии пропорционален графику моментов инерции, тогда пересчитаем масштаб:
¬т =2*I/ 2ср = 2* 20000/ 115,32¬ =3[мм/Дж].
Значение кинетической энергии в масштабных единицах для каждого положения механизма соответствует масштабным значениям моментов инерции (уI = уT).

Пострение кинетической энергии первой группы звеньев.
Для построения графика ТI(1*) воспользуемся следующей формулой:
ТI =¬ Т - ТII
То есть при построении кривой ТI(1*) необходимо из ординат кривой Т(1*) в каждом положении механизма вычесть отрезки уTII , но с учетом перехода масштаба:
¬A/T = 63,7/3 =21,23 уTI = уT - 21,23* уTII.

Определение необходимого момента инерции маховых масс и момента
инерции дополнительной маховой массы (маховика).

По полученному графику ТI(1*) определяем точки Q и N соответствующие максимальному и минимальному значению кинетической энергии, тогда (TI)нб = Т¬Imax - ТImin = (уTI)¬нб/¬A = 26.7/0,0637=419.2 [Дж] и необходимый момент инерции 11"¬ подсчитывается по формуле:
IпрI =(TI)нб/(*21cр) = 419.2/(1/29)*115.32¬=0.927 [кг*м¬] .

Переход от графика ТI(1*) к приближенному графику (**)
угловой скорости начального звена.
Определяя закон движения, воспользуемся тем, что при малых значениях коэффициента неравномерности  верхняя часть графика ТI(1*), изображающая изменение кинетической энергии ТI¬, приближенно изображает также изменение угловой скорости 1.
В точках Q ¬ и N¬ кривой 1 имеет соответственно значения 1max и 1min. Масштаб графика угловой скорости считаем по формуле:
W¬ =¬ IпрI 1cрA=0.927*115.3*0.0637 =6.81¬ [мм\рад\сек]

 


Чтобы перейти от изменений угловой скорости к ее полному значению, необходимо определить положения оси абцисс 1** графика 1(1**). Для этого через середину, изображающего разность (max- min) и равного разности ординат точек Q и N, проводится горизонтальная штриховая линия, которая является линией средней угловой скорости 1cр до оси абцисс ** определяется следующим образом:
у1cр =¬W¬ *1cр =6,81* 115,3 = 784 мм.
Получив положение оси абцисс на графике (**), можно определить 21нач, а по ней и кинетическою энергию механизма в начальном положении по формуле: ¬
Т1нач¬ = ( Iпр*21нач)/2 = 37 Дж.

 

Лист 2 Силовой расчет основного механизма двигателя.

Требования к листу №2

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

2. Построение картины силового нагружения механизма.

3. Определение сил в кинематических парах механизма.

4. Оценка точности расчетов, выполненных на листах 1 и 2 проекта, по уравнению моментов или уравнению сил для ведомого звена механизма.

1) Для данного положения из графика угловой скорости находим:
1cp=2**n1/60=272 рад/сек, тогда для =2700 будет:
=272+13.35/6.81=274 рад/сек
¬ VA=VC=*lOA=274*0.0549=15.04 м/сек
V= 5 мм/м/сек
¬ VS2=VB=VD=VA=VC=15.04 м/сек.
аA=аnA+аA
аnA = аnC =2¬*ОА=4120,5 м/сек2¬
1= М¬пр¬/ I¬пр ¬ - (2¬¬/2* I¬пр)*( ¬/I ¬)*tg¬
где М¬п𬬠и I¬пр берутся из графика в заданном положении,
¬ - угол наклона касательной к графику I¬пр ¬ в данной точке.
М¬п𬬠= 0, tg¬ =0  ¬ 1=0.
2) Определяем силы в кинематических парах механизма.

Фs2=mш*aS2=2734 Н
ш=aв¬ / lш = 700/0,22= 3184,7 рад/сек-2¬
Мs¬ =Is*ш ¬=-0,0049* 3184,7= -15,61 Н*м для всех цилиндров

MB=0 :
F*lш - Фs2*hвs - М + G*hG¬¬ =0
F=1969,5 Н для 1 и 4-го цилиндров.
F*lш + Фs2*hвs + М - G*hG¬¬ =0
F=2057,8 Н для 2 и 3-го цилиндров.
Фв= m*ав = 5740 Н
Fш =0 :
Fдi + Fcтi¬ + Фв + Gп + Фs2¬+Gш +F¬ +Fn =0
¬f = 0.02 мм/Н
1-й цилиндр =2700, выпуск, Fд= 398,1 Н
2-й цилиндр =4500, расширение, Fд= 2602,9 Н
3-й цилиндр =6300, всасывание, Fд= 398,1 Н
4-й цилиндр =900, сжатие, Fд= 551,2 Н

Строим план сил, и находим Fn
Fn1=7374 Н,
Fn2=3595 Н,
Fn3=6338 Н,
Fn4=7502 Н,
Прикладываем полученные реакции к шарнирам кривошипа и
находим плечи относительно центра вращения О.
Н1 =¬ 0.0527 м
Н¬2 =0.0495 м
Н3 =0.0527 м
¬Н4¬ =0.0493 м

Мо=0 :

Мс = F1*H1¬ + F2*H2 + F3*H3¬ + F4*H4=-124,2 H*м¬
Мс (графический метод) = -124,2 Н*м
Мс (аналитический метод) = -114 Н*м

Погрешность расчетов :  = (114 - 124,2)*100% /114 = 8 %

 


Лист 3 Проектирование кулачковых механизмов.

Требования к листу №3,

1. Определение числа оборотов кулачкового вала при номинальной нагрузке
двигателя.

2. Построение кинематических диаграмм движения толкателя (ускорения, скорости и перемещения) с учетом заданного характера изменения ускорений толкателя.

3. Определение основных размеров кулачкового механизма, наименьших габаритов с учетом максимально допустимого угла давления доп.

4. Построение профиля кулачка (центрового и конструктивного).


5. Построение диаграммы изменения угла давления в функции угла поворота
кулачка.


Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования.

1. Строим график кинематической передаточной функции ускорения. По оси абсцисс откладываем рабочий угол раб. Вычисляем масштаб по оси  :
¬=b/раб=200/(116*3,14/180)=98,8 мм/рад
2. Методом графического интегрирования строим график кинематической передаточной функции скорости толкателя Vqv(¬¬1).

3. Аналогично строим график зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка Sb(¬¬1) графическим интегрированием диаграммы Vqv(¬¬1).
4. Вычисляем масштабы по осям координат построенных графиков:
t¬=360*b*n1/1p=806897,
S¬=Ysbmax/h=83,3/0,008=10413 мм/м
qv=¬S¬*K/¬=3161.7 мм/м*р¬ад-1.
v¬=S¬*K/t¬=0,39 мм/м*с-1
a= v¬*K/t¬=1,43 мм/м*с-2

 

 

Определение основных размеров кулачкового механизма.

Основные размеры механизма определяем с помощью фазового портрета, который строим в декартовой системе координат в масштабе:
S¬¬ = 10413/2,003=5200 мм/м.
Для построения фазового портрета по оси Sb откладываем перемещение толкателя от начала координат. Значения снимаем с графика зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка. От полученных точек откладываем отрезки кинематических передаточных функций перпендикулярно линии перемещения толкателя. Значения снимаем с графика кинематической передаточной функции скорости толкателя. В точках 1 и 7 ограничиваем фазовый портрет лучами, которые проводим под заданными допустимыми углами давления (30°) к перпендикулярам, восстановленным в этих точках к векторам кинематических передаточных отношений.

Построение профиля кулачка.

1. Для построения профиля кулачка применяем метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщаем угловую скорость, равную -. При этом кулачок остается неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

2. Принимаем масштаб построения S`¬ =5200 мм/м. Строим окружность радиусом ¬r0 = расстоянию от точки 01 (точки пересечения лучей) до точки 0 (на фазовом портрете).
Угол рабочего профиля кулачка (116°) разбиваем на 8 частей по 14,5°. Фиксируем точки пересечения лучей проведенных через 14,5° из точки 02 и окружности радиусом ¬r0. Вдоль лучей от точек пересечения откладываем отрезки, соответствующие перемещениям толкателя в масштабе
¬S`¬ =5200 мм/м. Соединяя полученные точки плавной кривой, получаем теоретический профиль кулачка.

3. Для получения рабочего профиля кулачка строим эквидистантный профиль, отстоящий от теоретического на величину радиуса ролика. Для этого из концов отложенных отрезков перемещений проводим дуги окружностей радиусом ролика. Рабочий профиль получается как огибающая к проведенным дугам окружностей.

 

 

Лист №4 Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора.

Требования к листу №4.

1.Выполнение геометрического расчета эвольвентной зубчатой передачи Z1, Z2 ¬.
2. Построение схемы станочного зацепления при нарезании колеса с меньшим числом зубьев и профилирование зуба (включая галтель) методом сгибания.

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

4. ¬проектирование планетарного редуктора (подбор чисел зубьев) по заданному передаточному отношению редуктора и числу сателлитов. Допустимое отклонение iред=5%. Колеса планетарного редуктора нулевые; модуль колес принять равным единице.

5. Определение передаточного отношения, линейных скоростей и чисел оборотов звеньев спроектированного редуктора графическим способом.

1.Выбор коэффициента смещения реечного инструмента.

Производим выполнение геометрического расчета эвол¬ьвентной зубчатой передачи Z1, Z2, ¬на программе (Zub.exe). Исходя из полученных данных строим диаграммы изменения качественных показателей в зависимости от изменения х1 .Из рисунка видно, что при увеличении х1: 1 – уменьшается быстро,
¬2, Sa2/m - увеличиваются медленно, Sa1/m, Vp и  - уменьшаются медленно. ¬
Выбираем коэффициент смещения из общих требований : ¬¬ ¬
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 (Sa >[Sa]).

И¬з значений [] рекомендованных ГОСТОМ 1643-81 для зубчатых колес 8-й степени точности принимаем [] = 1.1. Принимаем относительную толщину зубьев на окружности вершин в зависимости от вида химико-термической ¬работки (Sа/m) = 0.40 Строим эти прямые на диаграмме и принимаем Коэффициент смещения равным 0.5.
¬
2. Построение профиля колеса, изготовляемого реечным инструментом.

Выбираем масштаб построения ¬г= l/r =184.405/36.881=5 (мм/м) ¬
Проводим делительную lr1=lгw1¬=(¬¬г * rw1=5*36.881=184.405 (мм) и основную
lrb1=¬¬г *rb1=5*32.765=163.83 (мм) окружности, а также окружности вершин
lга1=¬¬¬г *ra1=5*40,233=201.165 (мм) и впадин lrf1=¬¬¬г *rf1-=5*33,115=165.78 (мм).
Откладываем от делительной окружности (с учетом знака¬ выбранное смещение Х1*m*¬¬¬г = 0.5*4*5=10 (мм) и проводим делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента. На расстоянии
ha*m*¬¬¬г =1*5*4=20 (мм) вверх и вниз от делительной прямой проводим прямые граничных точек, а на расстоянии ha*m*¬¬¬г + с*m*¬г =20 +0.3*4*5=26 (мм)- прямые вершин и впадин. Станочно-начальную прямую Q-Q¬ проводим касательно к делительной окружности в точке Ро (полюс станочного зацепления). Проводим линию станочного зацепления N1¬Ро через полюс станочного зацепления Ро касательно к основной окружности в точке N1. Строим исходный производящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью. Для этого от точки пересечения вертикали с делительной прямой ¬(точка G) откладываем влево по горизонтали отрезок в ¬ ¼ шага и через конец его перпендикулярно линии зацепления ¬ N1¬Ро проводим наклонную прямую, которая образует угол и с вертикалью. Эта прямая является прямолинейной частью профиля зуба исходного производящего контура инструмента. Закругленный участок профиля строим как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиусом lf¬ =f*¬г =1.913*5 = 9.565 (мм)¬. Симметрично
относительно вертикали РоG (линия симметрии впадин) c¬троим профиль второго зуба исходного производящего контура, прямолинейный участок которого перпендикулярен к другой возможной линии зацепления: РоK'. Расстояние между одноименными профилями зубьев исходного контура равно шагу р= ¬*m*¬г = ¬З.1416*4*6=62,8 (¬мм) . ¬
Строим профиль зуба проектируемого колеса, касающийся профиля исходного производящего контура в точке К. Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного производящего контура проводим вспомогательную прямую ММ касательно к окружности вершин. Фиксируем точку пересечения линии ММ и прямолинейной части профиля инструмента ¬ и центр окружности закругленного участка профиля - точку ¬. Откладываем на
прямой ММ девять отрезков (длина каждого 17 мм), и отмечаем точки I,II , III и т.д. Такие же отрезки откладываем на станочно-начальной прямой Q-Q (точки 1, 2, 3,...) и на дуге делительной окружности (точки 1', 2', 3',...). Из центра 01 колеса через точки 1`¬, 2`¬, З`¬... на делительной окружности проводим лучи 01`¬, 02`¬, 0З`¬,... до пересечения с окружностью вершин в точках 1¬``, 2``, 3``,... . при перекатывании без скольжения станочно-начальной прямой по делительной окружности точки 1, 2, 3,... и точки 1`¬, 2`¬, З`¬,... последовательно совпадают; то же для точек I,II, III,... и точек 1``¬, 2``, З``¬... . При этом точка W¬ описывает укороченную эвольвенту, а точка ¬ - удлиненную.

Найдем промежуточное положение точки W ¬, например ¬WII. Возьмем треугольник II-2-W¬, размеры которого при обкатке сохраняются. Тогда точка ¬ WII определится как положение вершины треугольника, построенного методом засечек по известным сторонам (2``-2`=II-2; WII-2``=II-W; 2`- WII =2-W)¬, т.е. треугольник ¬W-II-2 займет положение треугольника 2``¬- 2`¬- WII¬. Аналогично найдем положение точки ¬2. Из точки ¬3 радиусом lf¬ =f*¬г =1.913*6 = 11.5 (мм)¬ проводим окружность, а из точки ¬WII касательно к этой окружности прямую, которая дает новое положение исходного производящего контура. Все последующие положения ¬WIII,WIV и т.д.)
строим аналогично.
Отмечаем на дуге окружности вершин в обе стороны от вертикали засечки циркулем радиусом R= Sа1*¬¬¬г /2=3,984*3=9.96 (мм). Отмечаем на дуге делительной окружности в обе стороны от вертикали засечки циркулем радиусом R= (S1)* ¬¬¬г /2=¬¬ 8,705*3==21,76 (¬мм).
К полученному ряду положений профиля зуба исходного контура и через полученные засечки, проводим огибающую, которая определяет левый профиль зуба изготовляемого колеса. Через концы отложенных отрезков по шаблону строим вторую половину зуба.
Строим на изготовляемом колесе еще два зуба. Для этого откладываем от вертикали в обе стороны шаг по хорде делительной окружности p1¬= p1х*г=13.777*6=68,89. Через концы этих отрезков b центр колеса 01 проводим линии симметрии правого и левого зубьев, по отношению к которым по шаблону строим зубья колеса.

Построение проектируемой зубчатой передачи.

1. Откладываем межосевое расстояние
lаw=аw¬*¬г¬¬=92.202*5=461,01 (мм) и проводим окружности: начальную
lrw¬¬2¬=rw2*¬г¬¬= 55.321*5=276.605 (мм), делительную lr2¬ ¬=r2*¬г¬¬= 52.962*5=264,81 (мм), основную lb2=rb2*¬г¬¬= ¬49.147*5=245,74 (мм¬), окружность вершин lra2=rа2*¬г¬¬¬=57.887*5=289.435 (мм),окружность впадин lf2¬=rf2*¬г¬¬=50.769*5=253,845 (мм).
2. Через полюс зацепления касательно к основным окружностям колес проводим линию зацепления.
3. На каждом колесе строим профили зубьев. Профили зубьев шестерни строим по ранее сделанному шаблону для станочного зацепления, эвольвентные профили зубьев колеса .строим как траекторию точки прямом при перекатывании ее по основной окружности колеса без скольжения. Для этого, через равные углы проводим лучи из центра 02 до пересечения с основной окружностью. Проведем касательные к основной окружности в точках пересечения. Из точек пересечения радиусом равным расстоянию до первой точки пересечения делаем засечки на касательных. Последовательно соединяя полученные засечки получаем левую половину эвольвентного профиля зуба. Переносим полученную эвольвенту в точку контакта зубьев К. на линию зацепления. Т.к. rf2 > rb2¬ , то сопрягаем эвольвентную часть профиля с окружностью впадин радиусом
lрf=0.4m*¬г¬¬=0.4*4*5=8 (мм). От построенного профиля зуба откладываем толщину зуба по делительной окружности, по окружности вершин, и проводим аналогичный профиль другой стороны. Строим на колесе еще два зуба. Для этого откладываем от вертикали в обе стороны шаг по хорде делительной окружности р2= р2х*¬г¬¬=13.826*5=69.13 (мм). Через концы этих отрезков и центр колеса 02 проводим линии симметрии правого и левого зубьев, по отношению к которым по шаблону строим зубья колеса. На зубьях соприкасающихся в точке К отмечаем активные профили, которые взаимодействуют в процессе зацепления.

Проектирование планетарного зубчатого механизма с цилиндрическими колесами.

1 Задаем число зубьев центрального колеса Z3 >Zmin = 17
Примем Z3 =30

2. Из уравнения передаточного отношения U¬1н= 1 + Z5/Z3 находим
3. Z5=Z3*(U1н-1)
Z5= 30 * (4,3-1) = 100

4. Из уравнения соосности Z3+2*Z4=Z5 находим Z4 = (Z5¬-Z3) / 2
Z4=¬(96 – 40)/2 = 35

5 . Проверяем условие сборки (Z3*U1н *(1 +k¬*Р))/k¬=Ц.
Примем Р=0. В результате расчета Ц должно оказаться целым числом
(40*3,4)/4=43
Условие сборки выполняется.

6. Проверяем условие соседства по неравенству sin(/k¬¬) > (Z4+2*hа)/(Zз+Z4)
sin(300) > (35+2*1)/(30+35)
0.866 > 0.586 ¬ Условие соседства выполняется.

 

7. Найдем диаметры колес:
d5=m*z5=100 мм;
d4=m*z4=35 мм;
d3=m*z3=30 мм.
l =0,5 мм./мм, v =10 мм/м*с-1
Определим графически передаточное отношение, линейные скорости и числа оборотов звеньев: U1H =1/H=1/H= AA’/AA”= 4,5.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Список используемой литературы:

1. Тимофеев Г.А. "Проектирование зубчатых передач и планетарных
механизмов"

2. Тимофеев Г.А. "Проектирование кулачковых механизмов"

3. Попов С.А. "Курсовое проектирование по теории механизмов и
механике машин."

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы