Проектирование як дослідження механізмів двигуна внутрішнього сгорания

року міністерство освіти РФ.

Вологодський державний технічний университет.

Факультет: ФПМ.

Кафедра: ТПММ.

Дисципліна: ТММ.

Расчётно-пояснительная записка до курсовому проекту.

Тема проекту: проектування дослідження механізмів двигуна внутрішнього сгорания.

КП 1502.19.01.00.

Керівник: доц. Рябініна Л.Н.

Розробив: студент грн. МАХ — 31.

Кузнєцов С.А.

р. Вологда,.

2000 г.

Запровадження 3.

1. Вихідні дані 4.

2. Проектування рычажного механізму. 5.

2.1 Структурний аналіз механізму. 5.

2.2 Синтез рычажного механізму 6.

2.3 Визначення швидкостей крапок і кутових швидкостей ланок методом планів. 6.

2.4 Дослідження механізму методом кінематичних діаграм 8.

2.5 Визначення приведених моментів сил. 9.

2.7 Силовий аналіз рычажного механізму. 13.

2.8 Кинетостатический розрахунок механізму. 14.

2.9 Перевірка уравновешивающего моменту методом важеля Жуковського. 16.

3. Проектування звичайною зубчастою передачі. 17.

3.1 Синтез звичайною зубчастою передачі. 17.

3.2 Побудова геометричній картини эвольвентного зубчастого зачеплення. 18.

3.3 Синтез планетарного редуктора. 19.

4 Синтез кулачкового механізму. 20.

4.1 Завдання синтезу кулачкового механізму. 21.

4.2 Побудова діаграми аналогів прискорень. 21.

4.3 Побудова діаграми аналогів швидкостей і переміщення штовхача методом графічного інтегрування. 21.

4.4 Визначення мінімального радіуса кулачка. 21.

4.5 Профілювання кулачка. 21.

Список використаної літератури: 22.

Курсове проектування несе собою завдання з розвитку навичок аналізу і основам конструювання механизмов.

З багатьох рішень конструктор вибирає найбільш доцільне і выгодное.

Курсове проектування забезпечує конструкторську підготовку інженера, які мають відрізнятися раціональністю і эффективностью.

1. Вихідні данные:

1) Кількість оборотів кривошипа n1=2000 об/мин.

2) Середня швидкість руху повзуна vср=9,0 м/с.

3) Ставлення довжини шатуна до довжини кривошипа (=3,6.

4) Діаметр поршня D=120 мм.

5) Маса шатунів mш=2,8 кг.

6) Маса поршня mп=3,0 кг.

7) Максимальне тиск у циліндрах двигуна pmax=5(106 Н/м2.

8) Коефіцієнт нерівномірності обертання (=1/30.

9) Координата для силового аналізу (1=330(. 10) Хід штовхача h=12 мм. 11) Робочий кут профілю (p=120(. 12) Закон зміни прискорення штовхача — VIII. 13) Ставлення максимального прискорення штовхача до мінімального =1. 14) Кількість зубів коліс рядовий щаблі z1=14; z2=24. 15) Передатне ставлення планетарного редуктора i6=3,8. 16) Модуль зубчастих коліс m=8 мм.

Примечание:

1. lAB=lCD=l.

2. lAS2=lAS4=0,35(l.

3. Момент інерції шатунів визначається за такою формулою: [pic].

2. Проектування рычажного механизма.

2.1 Структурний аналіз механизма.

Цей механізм складається з п’ятьох рухливих звеньев:

1 — кривошип;

2,4 — шатуны;

3,5 — ползуны.

У механізмі сім кінематичних пар:

I: стійка 6 — кривошип 1 — обертальне движение.

II: кривошип 1 — шатун 2 — обертальне движение.

III: шатун 2 — повзун 3 — обертальне движение.

IV: повзун 3 — стійка 6 — обертальне движение.

V: кривошип 1 — шатун 4 — обертальне движение.

VI: шатун 4 — повзун 5 — обертальне движение.

VII: повзун 5 — стійка 6 — обертальне движение.

Усі кінематичні пари п’ятого класу (p5).

За формулою Чебишева визначимо ступінь рухливості механізму (W):

[pic], де n — число рухливих ланок; p5 — число кінематичних пар п’ятого класу; p4 — число кінематичних пар четвертого класса;

[pic], що свідчить про тому, що в механізмі одне провідне ланка. Відповідно до класифікації Артоболевского даний механизм:

1. Вона складається з дві групи Ассура.

|Условное позначення |n |p5 |p4 |Характеристики | | | | | |клас |порядок|вид | | |2 |3 |0 |2 |2 |2 | | | | | | | | | | |2 |3 |0 |2 |2 |2 | | | | | | | | |.

2. Є механізмом 1-го класса.

. механізм 1-го класса.

Формула будівлі механизма.

2 (2,3).

1 (1).

2 (4,5).

2.2 Синтез рычажного механизма.

У завдання синтезу входить визначення геометричних розмірів звеньев.

Дано: число оборотів кривошипа n1=2000 об./хв, тоді період обертання колінвалу [pic] з. Середня швидкість руху повзуна vср=9,0 м/с якщо [pic], то [pic]м=13,5 див. Довжина кривошипа [pic]м= =6,75 див. Якщо ставлення довжини шатуна до довжини кривошипа [pic], то [pic]м=24,3 см=[pic].

Знайдемо становища центрів мас на шатунах по заданому співвідношенню: lAS2=lAS4=0,35(l, де l — довжина шатуна. Тоді lAS2=lAS4=0,35(0,243(0,085 м.

2.3 Визначення швидкостей крапок і кутових швидкостей ланок методом планов.

Швидкість точок можна визначити методом планів швидкостей. Кинематическое дослідження цим методом виробляється у наступній послідовності: 1. Вычерчиваем механізм у заключних положеннях, котрим потрібно побудувати плани швидкостей. 2. Будуємо плани швидкостей для механизма.

Механізм вычерчивается в певному масштабі, що виражається масштабним коэффициентом:

[pic][pic], де lО1А — дійсне значення довжини ланки; ОА — відрізок, який зображає довжину на чертеже.

Для побудови положень ланок механізму, і траєкторій, якими переміщаються точки, застосовується метод геометричних місць (зарубок). Плани механізмів будуються для послідовно розміщених равноотстоящих положень ведучого ланки. Кинематическое дослідження проводять на одне циклу руху. Поєднуючи послідовно становища одному й тому ж точки ланки, одержимо траєкторію руху точки.

Результат графічного рішення рівняння, який зв’язує дві швидкості двох точок ланки, називається планом швидкостей ланки. Вектори відносних швидкостей не проходять через полюс плану швидкостей, якщо ланка не робить обертального руху навколо точки, що належить цьому ланці. Вектори абсолютних швидкостей починаються в полюсі плану скоростей.

Розглянемо побудова плану швидкостей на одне становища механізму. Визначимо швидкість точки, А ведучого звена.

[pic], де [pic], а n — число оборотів кривошипа, звідки [pic]с-1, [pic]м/с (О1А.

Поставмо масштабним коефіцієнтом: [pic][pic].

Складемо векторні рівняння для присоединённых груп Ассура з єдиною метою визначення швидкостей точок У і С.

[pic], vВА (АВ; vВВ6 II х-х; vВ6=0.

[pic], vDА (АD; vDD6 II х-х; vD6=0.

Вибравши полюс pv і, поставивши масштабним коефіцієнтом, будуємо плани швидкостей всім положень механізму. За загальним правилом подоби: постать, освічена на плані швидкостей векторами відносних швидкостей, подібна відповідної фігурі на кинематической схемою механізму, і повернена щодо її в 90(в напрямі кутовий швидкості. Звідси випливає, що точки S2 і S4 на плані швидкостей визначаться з пропорций:

[pic]мм.

[pic]мм.

Швидкості точок S2 і S4 визначаються векторами, з'єднуючими ці точки з полюсом.

Кутові швидкості ланок находим:

[pic] [pic].

Числові значення швидкостей для становища I визначаються наступним образом:

[pic]м/с.

[pic]м/с.

[pic]м/с.

[pic] м/с.

[pic] м/с.

[pic] м/с, тогда.

[pic]с-1, [pic]м/с.

Результати вимірів і обчислень занесём в таблицю 1.

Таблиця 1.

|№ |vа, |vс, |vb, |vd, |vаb, |vcd, |vS2, |vS4, |(2, |(4, | |п/|м/с |м/с |м/с |м/с |м/с |м/с |м/с |м/с |с-1 |с-1 | |п | | | | | | | | | | | |1 |2 |3 |4 |5 |6 |7 |8 |9 |10 |11 | |0 |14,13|14,137|0,00 |0,00 |14,10 |14,10 |9,30 |9,30 |58,02|58,02 | | |7 | | | | | | | | | | |1 | | |8,70 |5,40 |12,30 |12,30 |11,10 |10,20|50,62|50,62 | |2 | | |14,10|10,50 |7,20 |7,20 |13,80 |12,60|29,63|29,63 |.

продовження таблиці 1 |1 |2 |3 |4 |5 |6 | |8 |9 |10 |11 | |3 |14,13|14,137|14,10|14,10 |0,00 |0,00 |14,10 |14,10|0,00 |0,00 | | |7 | | | | | | | | | | |4 | | |10,50|13,95 |7,50 |7,50 |12,60 |13,50|30,86|30,86 | |5 | | |5,10 |8,40 |12,60 |12,60 |10,20 |11,10|51,85|51,85 | |6 | | |0,00 |0,00 |14,10 |14,10 |9,30 |9,30 |58,02|58,02 | |7 | | |5,10 |8,70 |12,30 |12,30 |10,50 |11,10|50,62|50,62 | |8 | | |10,20|14,10 |7,20 |7,20 |12,60 |13,80|29,63|29,63 | |9 | | |14,10|14,10 |0,00 |0,00 |14,10 |14,10|0,00 |0,00 | |10| | |13,95|10,50 |7,20 |7,20 |13,50 |12,60|29,63|29,63 | |11| | |8,70 |5,40 |12,60 |12,60 |11,10 |10,20|51,85|51,85 | |12| | |0,00 |0,00 |14,10 |14,10 |9,30 |9,30 |58,02|58,02 | |13| | |8,70 |5,40 |12,30 |12,30 |11,10 |10,20|50,62|50,62 | |14| | |14,10|10,50 |7,20 |7,20 |13,80 |12,60|29,63|29,63 | |15| | |14,10|14,10 |0,00 |0,00 |14,10 |14,10|0,00 |0,00 | |16| | |10,50|13,95 |7,50 |7,50 |12,60 |13,50|30,86|30,86 | |17| | |5,10 |8,40 |12,60 |12,60 |10,20 |11,10|51,85|51,85 | |18| | |0,00 |0,00 |14,10 |14,10 |9,30 |9,30 |58,02|58,02 | |19| | |5,10 |8,70 |12,30 |12,30 |10,50 |11,10|50,62|50,62 | |20| | |10,20|14,10 |7,20 |7,20 |12,60 |13,80|29,63|29,63 | |21| | |14,10|14,10 |0,00 |0,00 |14,10 |14,10|0,00 |0,00 | |22| | |13,95|10,50 |7,20 |7,20 |13,50 |12,60|29,63|29,63 | |23| | |8,70 |5,40 |12,60 |12,60 |11,10 |10,20|51,85|51,85 | |24| | |0,00 |0,00 |14,10 |14,10 |9,30 |9,30 |58,02|58,02 |.

2.4 Дослідження механізму методом кінематичних диаграмм.

Дослідження механізмів методом діаграм здійснюється з цілями: 1. Отримання наочного ставлення до законі руху цікавій для нас точки чи ланки механізму. 2. Визначення швидкостей і прискорень точок чи ланок з урахуванням відомого закону переміщень точок чи звеньев.

У курсовому проекті виконаємо кинематическое дослідження методом діаграм для точок D і С.

Для побудови діаграми переміщень відкладемо кожному за становища відповідне переміщення повзунів D і З масштабу (S.

Кінематичні діаграми швидкостей і прискорень будуємо методом хорд.

[pic][pic],.

[pic][pic].

[pic][pic].

[pic][pic].

Швидкості і прискорення т. У, знайдені методом діаграм, занесём в таблицю 2.

Таблиця 2.

|Параметр |Значення у заключних положеннях | |1 |2 |3 |4 |5 | |0 |50 000 |0,00 |0,00 |0,00 | |30 |-50 000 |22,85 |1 698,14 |8,70 | |60 |-50 000 |37,03 |1 336,53 |14,10 | |90 |-50 000 |37,03 |703,52 |14,10 | |120 |-50 000 |27,57 |170,96 |10,50 | |150 |-50 000 |13,39 |-249,54 |5,10 | |180 |-50 000 |0,00 |0,00 |0,00 | |210 |-25 000 |-6,70 |1 698,14 |5,10 | |240 |12 500 |-6,70 |1 336,53 |10,20 | |270 |100 000 |-74,05 |703,52 |14,10 | |300 |300 000 |-219,80 |170,96 |13,95 | |330 |862 500 |-394,10 |-249,54 |8,70 | |360 |1 450 000 |0,00 |0,00 |0,00 | |390 |3 725 000 |1702,07 |1 698,14 |8,70 | |420 |1 800 000 |1332,98 |1 336,53 |14,10 | |450 |1 050 000 |777,57 |703,52 |14,10 | |480 |725 000 |399,82 |170,96 |10,50 | |510 |575 000 |154,02 |-249,54 |5,10 | |540 |250 000 |0,00 |0,00 |0,00 | |570 |75 000 |-20,09 |1 698,14 |5,10 |.

продовження таблиці 3 |1 |2 |3 |4 |5 | |600 |50 000 |-26,79 |1 336,53 |10,20 | |660 |50 000 |-36,63 |170,96 |13,95 | |690 |50 000 |-22,85 |-249,54 |8,70 | |720 |50 000 |0,00 |0,00 |0,00 |.

Будуємо діаграму Мпр=Мпр (() з масштабним коефіцієнтом [pic] [pic], а [pic].

2.5.1 Визначення робіт сил опору і рушійних сил.

Інтегруючи діаграму приведених моментів сил опору, одержимо діаграму роботи сил опору з масштабним коефіцієнтом: [pic].

[pic].

Вважаючи, що приведений момент сил опору має постійну величину переважають у всіх положеннях кривошипа, то величину Мдв. визначаємо на основі закону передачі роботи за що встановилася режимі дії механизма.

За період встановленого руху робота рушійних сил дорівнює роботі сил опору. За умови діаграма Ас=Ас (() робіт сил опору являтиме похилу пряму, з'єднуючу початок координат з останньою крапкою графика.

Продифференцировав діаграму Ас=Ас ((), одержимо з діаграми Мпр пряму, що є діаграмою моментів сил сопротивления.

2.5.2 Визначення сумарною работы.

Віднімаючи з ординат графік Ад=Ад (() ординати графіка Ас=Ас ((), одержимо діаграму збільшення кінетичної енергії машини з маховиком чи діаграму сумарною работы.

[pic].

2.5.3 Визначення приведених моментів инерции.

Приведений моментів інерції - це таке умовний момент, володіючи яким ланка приведення розвиває кінетичну енергію, рівну сумі кінетичних енергій всіх звеньев.

[pic], де [pic] кг (М2, т.а. IS2= IS4.

Приклад розрахунку: [pic]= =0,0155 кг (м2.

Результати і обчислень занесём в таблицю 4.

Таблиця 4.

|угол, (|Iпр, кг (м2 | |1 |2 | |0 |0,0155 | |30 |0,0251 | |60 |0,0446 | |90 |0,0526 | |120 |0,0439 |.

продовження таблиці 4 |1 |2 | |150 |0,0247 | |180 |0,0155 | |210 |0,0252 | |240 |0,0442 | |270 |0,0526 | |300 |0,0438 | |330 |0,0252 | |360 |0,0155 | |390 |0,0251 | |420 |0,0446 | |450 |0,0526 | |480 |0,0439 | |510 |0,0247 | |540 |0,0155 | |570 |0,0252 | |600 |0,0442 | |630 |0,0526 | |660 |0,0438 | |690 |0,0252 | |720 |0,0155 |.

2.5.4 Побудова діаграми Т2=Т2(().

Визначимо кінетичну енергію по формуле:

[pic][pic].

Знайдені значення записуємо в таблицю 5.

Таблиця 5.

|положение |Т2 | |1 |2 | |0 |339,81 | |1 |549,73 | |2 |977,93 | |3 |1153,10 | |4 |962,32 | |5 |540,97 | |6 |339,81 | |7 |553,70 | |8 |968,61 | |9 |1153,10 | |10 |960,15 | |11 |553,39 | |12 |339,81 | |13 |549,73 | |14 |977,93 | |15 |1153,10 | |16 |962,32 | |17 |540,97 | |18 |339,81 | |19 |553,70 |.

продовження таблиці 5 |1 |2 | |20 |968,61 | |21 |1153,10 | |22 |960,15 | |23 |553,39 | |24 |339,81 |.

2.5.5 Побудова діаграми зміни кінетичній енергії (Т1=(Т1(().

Будуємо діаграму зміни кінетичній енергії шляхом вирахування з кривою сумарною роботи значень Т2, у своїй діаграма сумарною праці та Т2 виконані одному масштабе.

[pic].

Визначаємо (Т1наиб. і обчислюємо значення Iпр1:

[pic] кг (м2, у своїй момент інерції маховика [pic], де Iпр0 — момент інерції ланки, приведення і ланок, пов’язаних із ланкою приведення сталістю передатного отношения.

2.5.6 Визначення розмірів маховика.

Момент інерції маховика колінвалу повинна бути такою, щоб коливання кутовий швидкості машини, задані коефіцієнтом нерівномірності обертання (не переходив межа коливання кутовий швидкості (max і (min.

Якщо [pic], і Iпр0=0, то [pic] кг (м2. Маса маховика визначається по формуле:

[pic], де Dср — середній діаметр маховика приймаємо рівним 0,4 м, т.а. [pic] кг. Знаючи масу чуток і щільність ((=7800 кг/м3), обчислимо значення P. S і b:

1). Знаходимо обсяг маховика: [pic] м3.

2). Визначимо товщину P. S і ширину обода b: [pic]; [pic], откуда.

[pic]м (S=0,4(0,055=0,022 м.

2.5.7 Визначення закони руху ведучого звена.

При прийнятих припущеннях зміна кутовий швидкості ((1 ведучого ланки пропорційно зміни кінетичною енергії (Т1 ланок першої групи. У Зв’язки з цим, діаграма (Т1=f ((1) може бути і діаграмою кутовий швидкості кривошипа (1, якщо взяти рівність відповідних ординат.

[pic].

Т.к. ((Т1 вже обраний, то масштабний коефіцієнт ((визначається наступним образом:[pic].

Початок координат осей з діаграми (1=f ((1) визначається ординатою [pic].

Диференціюємо диаграмму (1=f ((1) й одержуємо діаграму аналога кутового прискорення кривошипа ((=f ((1). У цьому масштабний коефіцієнт обчислюється по формуле:

[pic], де М (- полюсное відстань, Н (=30 мм. [pic].

Для визначення кутового прискорення кривошипа (1 скористаємося наступній формулой:

[pic].

Приклад розрахунку: ((=[((](((=22 мм (0,255 с-1/мм=5,61 с-1, тогда.

(1=5,61(209,03=1172,648 рад/с2. Результати вимірів і обчислень занесём в таблицю 6.

Таблиця 6.

|положени|((1|(1 |(1 |((| |е | | | | | |0 |1,8|211,2|0 |0,00| | | |0 | | | |1 |0,9|210,3|1180,0|5,61| | | |5 |81 | | |2 |-1,|208,3|1328,3|6,38| | |1 |7 |67 | | |3 |-1,|207,6|0 |0,00| | |8 |8 | | | |4 |-0,|209,0|1172,6|5,61| | |4 |3 |48 | | |5 |1,7|211,1|1346,0|6,38| | | |4 |11 | | |6 |1,8|211,2|0 |0,00| | | |0 | | | |7 |0,9|210,3|1179,8|5,61| | | |1 |54 | | |8 |-1,|208,4|1328,9|6,38| | |0 |7 |73 | | |9 |-1,|207,6|0 |0,00| | |8 |8 | | | |10 |-0,|209,0|1172,7|5,61| | |4 |5 |72 | | |11 |1,6|211,0|1345,2|6,38| | | |1 |03 | | |12 |1,8|211,2|0 |0,00| | | |0 | | | |13 |0,9|210,3|1180,0|5,61| | | |5 |81 | | |14 |-1,|208,3|1328,3|6,38| | |1 |7 |67 | | |15 |-1,|207,6|0 |0,00| | |8 |8 | | | |16 |-0,|209,0|1172,6|5,61| | |4 |3 |48 | | |17 |1,7|211,1|1346,0|6,38| | | |4 |11 | | |18 |1,8|211,2|0 |0,00| | | |0 | | | |19 |0,9|210,3|1179,8|5,61| | | |1 |54 | | |20 |-1,|208,4|1328,9|6,38| | |0 |7 |73 | | |21 |-1,|207,6|0 |0,00| | |8 |8 | | | |22 |-0,|209,0|1172,7|5,61| | |4 |5 |72 | | |23 |1,6|211,0|1345,2|6,38| | | |1 |03 | | |24 |1,8|211,2|0 |0,00| | | |0 | | |.

2.7 Силовий аналіз рычажного механизма.

2.7.1 Визначення прискорень точок методом планов.

Прискорення точок ланок і кутові прискорення знаходимо для заданого 4-го становища механізму ((1=330(), котрій потрібно здійснити силовий анализ.

Визначаємо прискорення точок Проте й С:

[pic].

[pic], [pic], т.к. (1=const, то [pic]= =2960,9 м/с2.

Для визначення прискорень точок У і D складаємо такі векторні уравнения:

[pic] (АВ.

[pic] ((ОY.

[pic] (СD.

[pic] ((OY, будуємо план прискорень з масштабним коефіцієнтом (а= 36 м/с2.

З довільно обраного полюси (, знаючи напрям величину, відкладаємо прискорення т. Проте й З в обраному масштабі. З кінця нинішнього вектора відкладаємо нормальні складові аВАn і аСDn, паралельні відповідно АВ і CD. З кінців цих векторів проводимо лінії дії тангенциальных складових, перпендикулярних АВ і CD. З полюси проводимо лінії дії прискорень т. У і D паралельно лінії переміщення повзунів. Одержимо прискорення точок У і D. Прискорення центрів мас шатунів знаходимо по теоремі подобия:

[pic], звідки [pic]мм, звідки отримуємо, що [pic], тоді аналогічно знаходимо прискорення іншого шатуна [pic], звідки [pic]мм, [pic].

Визначення числових значений:

[pic].

[pic] [pic]мм, аналогично.

[pic] [pic]мм;

[pic], [pic],.

[pic], [pic].

2.7.2 Визначення кутових прискорень шатунов.

Кутові прискорення шатунів визначаються по формулам:

[pic], аналогічно для СD — [pic] .

2.8 Кинетостатический розрахунок механизма.

Основне завдання силового аналізу є визначення реакцій в кінематичних парах механізму, з урахуванням всіх сил, діючих з його ланки й визначення врівноважуючої сили, чи моменту, приведённого до провідному звену.

2.8.1 Визначення зусиль і моментів, діючих на ланки механизма:

Сили, які діють поршень, визначаються з допомогою індикаторної діаграми: РВ4=-50 000 Па, Sп=((r2=3,14((0,120 м/2)2=3,14(0,004 м2=0,011 м², тоді FВ=РВ4(Sп= =-50 000 Па (0,011 м2=-550 М; РD4=300 000 Па, Sп=((r2=3,14((0,120 м/2)2=3,14(0,004 м2=0,011 м², тоді FD=РВ4(Sп= =300 000 Па (0,011 м2=3300 Н;

Сили инерции:

[pic], в такий спосіб FИ2=-2,8 кг (2340 м/с2=-6552 М; FИ3=-3,0 кг (1800 м/с2=-5400 М; FИ4=-2,8 кг (2160 м/с2=-6048 М; FИ5=-3,0 кг (1044 м/с2=-3132 Н;

Моменти обчислюються по формуле:

[pic], де [pic], тогда.

[pic] Н (м, аналогічно [pic], [pic], [pic] Н (м.

Силовий розрахунок ведуть із групи, найвіддаленішій від ведучого ланки, механізм розглядаємо в четвертому положении.

2.8.2 Аналіз присоединённых груп Ассура.

Виділяємо групи Ассура, які з другого і третього, четвертого і п’ятого ланок, докладаємо всі сили, які діють ланки, і навіть все моменти інерції і моменти цих сил. Натомість відкинуті зв’язків докладаємо реакції. Реакцію у обертальної парі розкладаємо на нормальну (вздовж ланки) і тангенциальную (перпендикулярно ланці) складові. Вибираємо масштабний коефіцієнт (с.г.=0,0035 м/мм.

2.8.2.1 Група 3−2.

Умова рівноваги системы:

[pic].

[pic].

[pic].

Визначення реакций:

[pic], откуда.

[pic], де h1 визначаємо з креслення, (с.г.=0,0035 м/мм.

[h1]=26 мм, тоді h1=[h1]((с.г.=26(0,0035=0,091 м.

[pic]Н.

2.8.2.2 Група 5−4.

Умова рівноваги системы:

[pic].

[pic].

[pic].

Визначення реакций:

[pic], откуда.

[pic], де [h2]=41 мм, тоді h2=[h2]((с.г.=41(0,0035=0,1435 м.

[pic]Н.

Будуємо плани сил з масштабним коефіцієнтом (с.а.1=100 Н/мм і (с.а.2=70 Н/мм і потім із нього находим:

[R12n]=113 мм — R12n=[R12n]((с.а.1=113(100=11 300 М; [R12(]=3726,5/100=37,265 мм.

[R63]=11 мм — R63=[R63]((с.а.1=11(100=1100 М; [R14(]=4844,395/70=69,266 мм.

[R14n]=38,5 мм — R14n=[R14n]((с.а.2=38,5(70=2695 Н;

[R65]=8 мм — R65=[R65]((с.а.2=8(70=560 Н;

[R12]=109 мм — R12=[R12]((с.а.1=109(100=10 900 Н;

[R14]=87 мм — R14=[R14]((с.а.2=87(70=6090 Н.

2.8.3 Силовий аналіз механізму 1-го класса.

Будуємо становище кривошипа з масштабним коефіцієнтом (1=0,001 м/мм і до точкам Проте й З докладаємо реакції [pic] і [pic], рівні за величиною, але протилежні в напрямі [pic] і [pic].

[pic], [pic].

На ланка 1 також діє момент сил инерции:

[pic], де кутовий прискорення розраховується за формуле:

[pic], а ((=[((](((=22 мм (0,255 с-1/мм=5,61 с-1, тогда.

(1=5,61(209,03=1172,648 рад/с2. pic] кг (м2, тогда.

[pic] Н (м.

Також до ланці прикладений врівноважуючий момент Му. Для визначення, якого складемо рівняння моментів щодо точки О.

[pic].

[h41]=6 мм — h41=[h41]((1=6(0,001=0,006 м.

[h21]=14 мм — h21=[h21]((1=14(0,001=0,014 м.

[pic].

[pic]Н (м.

2.9 Перевірка уравновешивающего моменту методом важеля Жуковского.

Суть методу у тому, сума моментів всіх сил, діючих на механізм, зокрема й сили інерції, перенесённые паралельно собі у одноимённые точки повёрнутого на 90(плану швидкостей, щодо полюси Рv дорівнює нулю. План швидкостей сприймається як жорсткий важіль. План швидкостей для четвертого становища повертаємо на 90(по напрямку кутовий швидкості (1, і докладаємо всі сили. Моменти інерції наводимо до парі сил.

[h1]=12 мм; [h2]=13 мм; [h3]=8 мм; [h4]=33 мм; [hFИ2]=14 мм;

[hFИ4]=16 мм;

[ob]=34 мм; [od]=47 мм; [ao]=47 мм;

Складемо рівняння моментів щодо полюса:

[pic]: [pic] [pic], откуда.

[pic].

3. Проектування звичайною зубчастою передачи.

3.1 Синтез звичайною зубчастою передачи.

3.1.1 Алгоритм расчёта.

Параметри інструмента, залежать від кута нахилу зубів (.

[pic].

[pic].

[pic] [pic]. 1). Радіуси ділильних окружностей:

[pic] 2). Радіуси основних окружностей:

[pic] Розрахункові коефіцієнти усунення х1 і х2 для рассчитываемой передачі мають насамперед забезпечувати відсутність подреза (хmin) і заострения зубів (хmax), і навіть гарантувати мінімально допустиму величину коефіцієнта перекриття. Отже, необхідно дотримуватися умова хtmin17 — ціле число.

3.3.2 Перевірка умови сборки.

Прийнявши z4=40, z5=36, z6=112, перевіряємо передачу на умова складання без натягов (при k=4; p=0):

[pic] - ціла кількість, умова соблюдается.

3.3.3. Визначення розмірів планетарного редуктора.

[pic], звідки d4=m (z4=8(40=320 мм d5=m (z5=8(36=288 мм d6=m (z6=8(112=896 мм.

3.3.4 Графічне побудова редуктора, планів лінійних і кутових скоростей.

Вычерчиваем отриманий механізм масштабу (l=0,0064 м/мм і вертикальну пряму зносимо всіх характерних точки.

(4=(1=209,44 рад/с., тоді vА=(1(r4=209,44(0,16=33,51 м/с. Будуємо картину лінійних швидкостей з масштабним коефіцієнтом (v=vА/lvА=33,51 (м/с)/44 (мм)=0,7616 м/с/мм. Визначаємо швидкості точок з попередньої картини лінійних швидкостей: vC=0 vO=0 vB=lvВ ((v=32 (мм)(0,7616 (м/с/мм)= 24,37 м/с.

Для побудови плану кутових швидкостей відкладаємо відрізок ГО і з нижнього кінця проводимо промені, паралельні картинам швидкостей ланок. Кутові швидкості зображені з масштабним коефіцієнтом [pic], а [pic] [pic]рад/с, з побудови — (4= l (4(((=75(2,7294=204,71 рад/с; [pic] рад/с, з побудови — (4= l (4(((=20(2,7294=54,59 рад/с;

[pic] рад/с, з побудови — (4= l (4(((=75(2,7294=119 рад/с;

4 Синтез кулачкового механизма.

4.1 Завдання синтезу кулачкового механизма.

Завдання синтезу кулачкового механізму у тому, щоб побудувати профіль кулачковой шайби, задовольняє заданим вимогам. 1). Закон руху штовхача. 2). Кутова швидкість кулачка. 3). Робочий кут профілю (р=120(. 4). Переміщення штовхача h=12 мм.

5). Ставлення максимального прискорення штовхача до мінімального [pic].

4.2 Побудова діаграми аналогів ускорений.

[pic].

4.3 Побудова діаграми аналогів швидкостей і переміщення штовхача методом графічного интегрирования.

Масштабні коэффициенты:

[pic].

[pic].

[pic].

4.4 Визначення мінімального радіуса кулачка.

При визначенні мінімального радіуса кулачка з поступально які йшли штовхальник будується діаграма залежності переміщення від аналога швидкостей S=f ([pic]), причому [pic]. По вертикальної осі відкладаємо P. S, а, по горизонтальній — [pic]. На перетині відповідних прямих одержимо точки, з'єднуємо їх і проводимо пряму з точки (доп.=45(до горизонтальній осі. На перетині з віссю P. S отримуємо точку Про — відстань від неї до горизонтальній осі це і є мінімальний радіус кулачка, він дорівнює rmin=ОА ((=105(0,0004= =0,042 м, приймаємо rк=0,045 м.

4.5 Профілювання кулачка.

При графічному методі побудови кривою профілю кулачка використовують метод звернення руху: кулачок на кресленні вважають нерухомим, а стійку — обертовою з кутовий швидкістю (-(11). Будуємо становище механізму з масштабним коефіцієнтом (l=0,0005 м/мм. Проводимо окружність радіусом rк, кут робочого профілю, який ділимо на 17 частин — кути, розмір яких визначається по діаграмі аналогів прискорень. Продовжуємо прямі, делящие кут робочого профілю, і відкладаємо ними від радіуса величину ходу штовхача. Поєднуючи точки лінією, отримуємо профіль кулачка.

Список використаної литературы:

1). Артоболевский І.І. «Теорія механізмів і машин «М., «Наука », 1975 р. 2). Дерягин Р. В. «Завдання на курсової проект »: Ч.2. — Вологда: ВоПИ, 1983. — 42 з. 3). Дерягин Р. В., Рябініна Л. Н. «Кінематичний і силовий аналіз плоского рычажного механізму »: методичні вказівки до курсової роботі. — Вологда: ВоГТУ, 1999. — 36 із чотирьох). Попов С. А. «Курсове проектування по теорія механізмів і механіці машин »: Навчальний посібник для машиностроит. спец. вузів/ Під ред. К. В. Фролова. — М.: Высш. шк., 1986. — 295 з.: мул. 5). «Теорія механізмів і машин »: Учеб. для втузів/ К. В. Фролов, С. А. Попов, О. К. Мусатов та інших.; Під ред. К. В. Фролова. — М.: Высш. шк., 1987. — 496 з.: ил.