Одноцилиндровый поршневой насос
Принцип работы водяного насоса. Динамический синтез рычажного механизма. Задачи и методы динамического синтеза и анализа машинного агрегата. Определение размеров и параметров рычажного механизма, приведенных моментов инерции, расчет приведенных сил.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 25.11.2010 |
| Размер файла | 1,4 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Учреждение образования: «Белорусский Государственный
Технологический Университет»
Факультет: ХТиТ
Кафедра: ТМ
Специальность: 08
Специализация: «Машины и оборудование строительных материалов»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КУРСОВОГО ПРОЕКТА
по дисциплине «Теория механизмов и машин»
Тема «Одноцилиндровый поршневой насос»
Исполнитель
студент 3 курса группы 3а _______________ Козловский В.И.
Руководитель
ассистент ________________ Гапанюк Д.В.
Курсовой проект защищен с оценкой _________
Руководитель __________ Гапанюк Д.В.
Минск 2008
Оглавление
Задание к курсовому проекту
Реферат
Содержание
Введение
1. Общая часть
1.1 Принцип работы водяного насоса
2. Динамический синтез рычажного механизма
2.1 Задачи и методы динамического синтеза и анализа машинного агрегата
2.2 Исходные данные
2.3 Структурный анализ механизма
2.4 Определение размеров и параметров рычажного механизма
2.5 Описание определения кинематических характеристик рычажного механизма
2.5.1 Выбор масштаба
2.5.2 Описания построения планов положения механизма
2.5.3 Описание построения планов аналогов скоростей
2.6 Индикаторная диаграмма
2.7 Динамическая модель машинного агрегата
2.8 Определение приведенных моментов инерции
2.9 Расчет приведенных моментов сил
2.10 Описание построения диаграмм работ, изменения кинетической энергии, диаграммы Виттенбауэра
2.11 Определение момента инерции маховика
2.12 Определение закона движения звена приведения
3. Динамеческий анализ рычажного механизма
3.1 Задачи динамического анализа рычажного механизма
3.2 Кинематический анализ
3.3 Определение инерционной нагрузки
3.4 Силовой расчет
4. Синтез зубчатого зацепления
4.1 Геометрический синтез планетарного механизма
4.2 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления
5. Синтез кулачкового механизма
5.1 Задачи синтеза кулачкового механизма
5.2 Исходные данные
5.3 Расчет передаточных функций выходного звена
5.4 Определение основных размеров
5.5 Определение радиуса ролика
5.6 Расчет коэффициента жесткости замыкающей пружины
Заключение
Список использованных источников
расчет насос механизм кулачковый
Задание к курсовому проекту
Реферат
ПЛАН СКОРОСТЕЙ, ПРЛАН УСКОРЕНИЙ, МОМЕНТ ИНЕРЦИИ, ЗАКОН ДВИЖЕНИЯ, КУЛАЧОК, МАХОВИК, РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ, СИЛОВОЙ РАСЧЕТ, ЗУБЧАТОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ, ПЛАНЕТАРНЫЙ МЕХАНИЗМ, ФАЗОВЫЙ УГОЛ, ПРУЖИНА.
Курсовая работа включает в себя пять разделов: общая часть, динамический синтез рычажного механизма, динамический анализ рычажного механизма, синтез зубчатого зацепления, синтез кулачкового механизма.
Ведение
Создание современной машины требует от конструктора всестороннего анализа проекта. Расходы на изготовление и эксплуатацию должны быть минимальными, но обеспечивающими достижение заданных параметров. Из допустимого множества решений конструктор выбирает компромиссное решение с определенным набором параметров и проводит сравнительную оценку различных вариантов. Выделяют главные критерии, а вспомогательные показатели используют как ограничения, накладываемые на элементы решения. Единой системой конструкторской документации (ЕСКД) установлено 5 стадий разработки документации на изделия всех отраслей промышленности: техническое задание, техническое предложение, эскизный проект, технический проект и разработка рабочей документации.
Целью выполнения курсовых проектов (работ) - выработка у студентов навыков решения конкретных научных и (или) практических задач из области будущей профессиональной деятельности с использованием материала соответствующих дисциплин учебного плана.
Основными задачами курсового проектирования являются:
· закрепление теоретических знаний, полученных ранее;
· выработка умения анализировать исходные данные, выбирать и обосновывать методы решения при выполнении профессиональных задач;
· формирование навыков самостоятельной работы и творческого подхода к решению задач, связанных с профилем специальности;
· выработка и закрепление навыков со специальной литературой и нормативными документами;
· приобретение практических навыков использования нормативных документов и современных технических средств при решении профессиональных задач и оформлении результатов.
1. Общая часть
1.1 Принцип работы водяного насоса
Одноцилиндровый поршневой насос предназначен для перекачивания жидкости. Движение то электродвигателя передается кривошипу через планетарный редуктор и зубчатую передачу. Преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется шестизвенным рычажным кулисным механизмом, состоящим из кривошипа, шатуна, качающейся кулисы, кулисной тарелки, ползуна (поршня). Всасывание жидкости в цилиндр происходит через впускной клапан во время хода поршня вверх при давлении ниже атмосферного. Нагнетание жидкости происходит через выпускной клапан при ходе поршня вниз. Смазывание механизмов насоса осуществляется плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачек закрепленный на одном валу с зубчатым колесом приводит в движение толкатель. Равномерное движение обеспечивает маховик.
2. Динамический синтез рычажного механизма
2.1 Задачи и методы динамического синтеза и анализа машинного агрегата
Задачей динамического синтеза является определение постоянной определяющей составляющей приведенного момента инерции, при котором колебания скорости звена приведения не превышает значений, определяемых заданным коэффициентом неравномерности движения .
Задачей динамического анализа является определение закона движения звена приведения в виде и при полученном значении (куда входит искомый момент инерции маховика ).
2.2 Исходные данные
· Ход ползуна (поршня) 3 Н - 180 мм;
· Средняя скорость ползуна (поршня) 3 при рабочем ходе Vр - 0,7 м/с;
· Максимальный угол давления при рабочем ходе ?р - 120 ;
· Максимальный угол давления при холостом ходе ?х - 260 ;
· Диаметр поршня 3 - 0,2 м;
· Рабочее давление в цилиндре Рмах - 0.6 МПа;
· Масса 1м звена q - 42 кг/м;
· Коэффициент неравномерности вращения кривошипа ? - 0,06;
· Масса звена 2: ;
· Масса звена 1: ;
· Масса звена 3: ;
· Момент инерции кривошипа относительно оси, проходящей через центр масс: ;
· Момент инерции кривошипа относительно оси, проходящей через центр масс: ;
2.3 Структурный анализ механизма
Перечень звеньев механизма:
1 - кривошип; 2 - шатун; 3 - ползун.
Перечень кинематических пар:
0-1 - кинематическая пара 5-го класса, вращающаяся;
1-2 - кинематическая пара 5-го класса, вращающаяся;
2-3 - кинематическая пара 5-го класса, вращающаяся;
3-0 - кинематическая пара 5-го класса, поступательная;
Проведем структурный анализ механизма (рис 2.1) и установим класс заданного механизма. Число звеньев , число подвижных звеньев , число кинематических пар V класса , степень подвижности:
[2] стр. 39 (2.1)
Рис. 2.1
Входное звено 1 и стойка 0 образовывают механизм первого класса. Звенья 2 и 3 - группу Асура 2-го класса 2-го порядка 2-го вида. Данный механизм относится ко второму классу.
Структурная формула механизма будет иметь вид:
2.4 Определение размеров и параметров рычажного механизма
Рис 2. 2
Пусть lАВ=l1 и lВС= l2
Тогда относительная длина шатуна и относительное смещение кривошипа:
[2] стр. 49 (2.2)
[2] стр. 49 (2.2)
[2] стр. 51 (2.2)
Из рис 2.2 получим ход ползуна (поршня) 3:
(2.3)
2.5 Описание определения кинематических характеристик рычажного механизма.
2.5.1 Выбор масштаба
При графическом методе на чертеже изображаются звенья механизма, в виде отрезков определенной длинны (в миллиметрах), соответствующих длине звеньев в ед. СИ, и кинематические пары связывающие звенья между собой в виде условных обозначений. Для построения планов положения механизма выбираем масштабный коэффициент длины:
2.5.2 Описания построения планов положения механизма
Длины отрезков на чертеже:
Строим планы положений механизма. За начальное положение принимаем крайнее (правое) положение поршня механизма. Затем строим 12 равноотстоящих положений входного звена (кривошипа АВ).
Показываем положение центра масс S2 для всех положений механизма и соединяем их плавной кривой - получаем траекторию движения центров масс.
2.5.3 Описание построения планов аналогов скоростей
Необходимо построить планы аналогов скоростей для 12 положений механизма и определить длины отрезков, изображающих аналоги скоростей на планах.
Найдем угловую скорость ?1
Средняя скорость ползуна (поршня) 3 при рабочем ходе:
(2.4)
где - время рабочего хода.
(2.6)
Из Приложеня 1 находим ?рх (угол рабочего хода) и ?хх(угол холостого хода) по крайним положениям звена 1:
?рх=1850 ?хх=1750
Составим пропорцию:
Т - 3600
? ?рх
где Т - это переод ползуна, с;
(2.7)
(2.8)
Для построения планов скоростей воспользуемся векторными уравнениями. Скорость точки В (кривошипа):
[2] стр. 95 (2.9)
Масштабный коэффициент плана скоростей:
При построении планов аналогов скоростей длина отрезка pb будет равна:
[2] стр. 95 (2.10)
Для построения аналогов скорости точки С составим векторное уравнение и решим его графически:
, (2.11)
Строим аналог скорости центра масс - точки (отрезок ). По теореме подобия получаем:
[2] стр. 96 (2.11)
На планах аналогов скоростей измеряем длины соответствующих векторов. Полученные значения заносим в табл. 2.1.
Таблица 2.1
|
№ положения |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
f (градусы) |
0 |
30 |
60 |
90 |
120 |
150 |
|
|
pc (мм) |
7 |
14 |
38 |
56 |
62 |
42 |
|
|
bс (мм) |
57 |
50 |
30 |
56 |
31 |
49,5 |
|
|
ps2 (мм) |
36 |
40 |
48,5 |
56 |
57 |
45 |
|
|
bs2(мм) |
20 |
17,5 |
10,5 |
0 |
11 |
17,3 |
|
|
Vc (м/c) |
0,14 |
0,28 |
0,76 |
1,12 |
1,24 |
0,84 |
|
|
Vcb (м/с) |
1,14 |
1 |
0,6 |
1,12 |
0,62 |
0,99 |
|
|
Vs2 (м/с) |
0,72 |
0,8 |
0,97 |
1,12 |
1,14 |
0,9 |
|
|
№ положения |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
|
|
f (градусы) |
180 |
210 |
240 |
270 |
300 |
330 |
|
|
pc (мм) |
7 |
31 |
54 |
56 |
43 |
21 |
|
|
bс (мм) |
56 |
48 |
29 |
56 |
29 |
49,5 |
|
|
ps2 (мм) |
36 |
43 |
54 |
56 |
49 |
42 |
|
|
bs2(мм) |
19,6 |
16,8 |
10 |
0 |
10 |
17,3 |
|
|
Vc (м/c) |
0,14 |
0,62 |
1,08 |
1,12 |
0,86 |
0,42 |
|
|
Vcb (м/с) |
1,12 |
0,96 |
0,58 |
1,12 |
0,58 |
0,99 |
|
|
Vs2 (м/с) |
0,72 |
0,86 |
1,08 |
1,12 |
0,98 |
0,84 |
2.6 Индикаторная диаграмма
Вычерчиваем заданную индикаторную диаграмму, под линией движения ползуна. Масштабный коэффициент длин принимаем таким же, как и для планов перемещений: ?=0,002 м/мм.
Максимальную ординату на графике давления принимаем равной 60мм, тогда ?=0,1 МПа/мм.
Полный цикл одноступенчатого компрессора совершается за 1 оборот кривошипа.
Значение силы полезного сопротивления FC определяем по формуле:
. [2] стр. 109 (2.12)
где d - диаметр поршня, м; р - давление на поршень в данном положении.
Определяем значения давлений и сил сопротивления для всех положений кривошипа. Результат заносим в таблицу 2.2:
Таблица 2.2
|
№ пол |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
Р, МПа |
0,6 |
0,6 |
0,6 |
0,6 |
0,6 |
0,6 |
|
|
F, Н |
18840 |
18840 |
18840 |
18840 |
18840 |
18840 |
|
|
№ пол |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
|
|
Р, МПа |
0,6 |
0,02 |
0,02 |
0,02 |
0,02 |
0,02 |
|
|
F, Н |
18840 |
628 |
628 |
628 |
628 |
628 |
2.7 Динамическая модель машинного агрегата
В связи с необходимостью в данном проекте выполнения динамического анализа кривошипно-ползунного механизма целесообразно динамическую модель машинного агрегата представить в виде вращающегося звена (звена приведения), закон движения которого был бы таким же, как и у кривошипа 1 рычажного механизма, т. е. , , .
Для этого звену приведения приписывается приведенный момент инерции , где
-переменная по величине составляющая от масс и моментов инерции звеньев, характеризуемых переменными по величине аналогами скоростей.
-постоянная составляющая от звеньев, характеризующих постоянными по величине передаточными функциями.
Определение ее величины является целью динамического анализа машинного агрегата по коэффициенту неравномерности ?.
Приведенный момент сил Mn представим в виде:
(2.13)
-приведенный момент сил сопротивления.
-приведенный момент движущих сил, принимается в проекте постоянным.
Приведенный момент инерции агрегата определяется из условия равенства кинематической энергии звена приведения и кинетической энергии звеньев машинного агрегата, характеризуемых переменными по величине аналогами скоростей, а приведенный момент Мn находится из условия равенства элементарных работ этого момента и тех действующих сил, которые приводятся к звену приведения.
2.8 Определение приведенных моментов инерции
Найдем массы кривошипа, шатуна, поршня:
Определим моменты инерции кривошипа и шатуна относительно осей, проходящей через соответствующие центры масс:
Определим величины приведенных моментов инерции для всех положений механизма и занесем полученные результаты в табл. 2.3:
[2] стр. 113 (2.14)
После преобразования формулы получим:
(2.15)
Выбор масштаба:
Таблица 2.3
|
№ пол |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
Iпр, кг•м2 |
0,18 |
0,191 |
0,241 |
0,315 |
0,335 |
0,247 |
|
|
№ пол |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
|
|
Iпр, кг•м2 |
0,18 |
0,219 |
0,298 |
0,315 |
0,261 |
0,206 |
2.9 Расчет приведенных моментов сил
Определим приведенный к валу кривошипа момент от сил сопротивления из условия равенства мощностей приведенного момента и сил.
[2] стр. 132 (2.16)
где - силы тяжести звеньев 1, 2, и 3 соответственно;
- скорости центра масс 1, 2, и 3 звена соответственно.
где (2.17)
Полученные данные заносим в табл.2.4:
Таблица 2.4
|
№ пол |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
Мпр, Н•м |
203,1 |
413,6 |
1134,55 |
1676,76 |
1829,81 |
1233,2 |
|
|
№ пол |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
|
|
Мпр, Н•м |
216,1 |
35,5 |
56,15 |
55,9 |
39,74 |
15,27 |
Выбор масштаба:?м=15 (Н•м)/мм
2.10 Описание построения диаграмм работ, изменения кинетической энергии, диаграммы Виттенбауэра
Методом графического интегрирования диаграммы приведенных моментов сил с полюсным расстоянием мм получаем диаграмму работ сил сопротивления .
Диаграмма работ движущих сил - прямая линия, соединяющая начало координат с последней точкой диаграммы , так как момент движущих сил .
В соответствии с выражением строим диаграмму избыточных работ (изменения кинетической энергии).
Диаграмму Виттенбауэра строим при помощи диаграмм избыточных работ и приведенного момента инерции , исключая общий параметр : .
2.11 Определение момента инерции маховика
По заданному коэффициенту неравномерности вращения кривошипа и средней угловой скорости определяем углы и , образованных касательными к диаграмме Виттенбауэра с осью абсцисс.
[2] стр. 147 (2.18-2.19)
На диаграмме под углами и проводим касательные до пересечения с осью в точках a, b. Величина отрезка
Момент инерции маховика находим по формуле:
[2] стр. 148 (2.20)
2.12 Определение закона движения звена приведения
Угловая скорость:
, [2] стр. 146 (2.21)
где ? начальная кинетическая энергия (в начале цикла).
Найдем отклонение найденной угловой скорости от средней:
??=???ср (2.22)
На основании диаграммы Виттенбауэра:
[1] стр. 138 (2.23)
Результаты определения приведены в табл.2.5, на основании которой построен график .
Масштабный коэффициент:
Для положения 0:
??=12,89?12,56=0,33 рад/с
Таблица 5
|
№ пол |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
Т0, Дж |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
|
|
?T, Дж |
0 |
199,5 |
139,65 |
-319,2 |
-937,65 |
-1556,1 |
|
|
IпI, кг•м2 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
|
|
IпII, кг•м2 |
0,18 |
0,191 |
0,241 |
0,3156 |
0,335 |
0,247 |
|
|
?, рад/с |
12,89 |
12,97 |
12,94 |
12,75 |
12,49 |
12,23 |
|
|
??, рад/с |
0,33 |
0,41 |
0,38 |
0,19 |
-0,07 |
-0,33 |
|
|
№ пол |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
|
|
Т0, Дж |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
15599,23 |
|
|
?T, Дж |
-1596 |
-1296,75 |
-977,55 |
-658,35 |
-339,15 |
0 |
|
|
IпI, кг•м2 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
187,58 |
|
|
IпII, кг•м2 |
0,18 |
0,219 |
0,298 |
0,3156 |
0,261 |
0,206 |
|
|
?, рад/с |
12,21 |
12,34 |
12,47 |
12,61 |
12,74 |
12,889 |
|
|
??, рад/с |
-0,35 |
-0,22 |
-0,09 |
0,05 |
0,18 |
0,329 |
Определим среднюю угловую скорость:
(2.24)
Определим погрешность вычислений.
(2.25)
3. Динамеческий анализ рычажного механизма
3.1 Задачи динамического анализа рычажного механизма
Задание внешних сил, действующих на звенья механизма, позволяет найти закон движения начального звена в виде зависимостей ?1(t) и ?1(t). Следовательно, при силовом расчете механизмов законы движения начального звена и всех остальных подвижных звеньев механизма считаются заданными. Угловые ускорения звеньев и линейные ускорения центров масс, определяющие силы инерции звеньев при их движении, могут быть найдены методами кинематического анализа: с использованием аналитических, графических или численных методов исследования.
Знание сил в кинематических парах необходимо для расчетов на прочность, жесткость, износостойкость, надежность, для выбора типа и размеров подшипников, определения коэффициента полезного действия и др.
Решение задач динамического анализа механизма основано на принципе Даламбера.
3.2 Кинематический анализ
Найдем угловое ускорение: Угловое ускорение ?3 определяют из дифференциального уравнения движения:
(3.1)
где производная вычисляется по правилу графического дифференцирования; Мд - движущий момент; Мс - момент сопротивления;
IIп - момент инерции маховика; IIIп -приведенный момент инерции звена механизма в данном положении.
(3.2)
где - движущий момент.
Для положения 3:
где - угол наклона касательной к графику
Найдем угловое ускорение звена 3 по другой формуле:
(3.3)
где ?=119,5 - угол наклона касательной к графику ??(?).
Расхождение угловых ускорений составляет:
Для расчетов принимаем среднее значение:
Знак «минус» указывает, что направлено противоположено .
Используем графический метод построения планов скоростей и ускорений. Определяем скорость точки В:
[2] стр. 95 (3.4)
Принимаем масштабный коэффициент . Тогда отрезок, изображающий , равен:
[2] стр. 95 (3.5)
Определяем скорость точки С:
,
где ; .
Определяем ускорение точки В:
где - нормальная составляющая ускорения точки В, направленная от В к А; - тангенциальная составляющая ускорения точки В; сонаправлена с .
(3.6)
(3.7)
Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки, изображающие и :
;
.
Определяем ускорение точки С:
,
где - направлена от точки С к точке В; .
(3.8)
(3.9)
По свойству подобия находим точку S2:
. (3.10)
Из плана ускорений находим:
(3.11)
(3.12)
(3.13)
3.3 Определение инерционной нагрузки
Определяем силы и моменты сил инерции:
[2] стр. 210 (3.14)
[2] стр. 210 (3.15)
; [2] стр. 210 (3.16)
. [2] стр. 210 (3.17)
Силы инерции направлены, противоположено ускорениям центров масс, а моменты сил инерции - противоположено угловым ускорениям звеньев.
3.4 Силовой расчет
Отделяем от механизма ползун и показываем все силы, которые на него действуют:
(3.18)
Где ? - угол между и направление движения ползуна.
Отделяем от механизма статически определимую структурную группу (2,3). В точке С приложена реакция F34 со стороны звена 0, а в точке В - реакция со стороны звена 1. раскладываем на и . находим из уравнения:
(3.19)
находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия группы:
(3.20)
Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки, изображающие известные силы:
Из плана сил находим:
Рассматриваем кривошип 1. В точке В приложена известная реакция со стороны звена 2: , а в точке А - реакция , которую находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия:
(3.21)
Уравновешивающий (движущий) момент определяем из уравнения:
(3.22)
.
Расхождение с результатом , полученным ранее, составляет:
(3.23)
Графические построения приведены в приложении 1.
4. Синтез зубчатого зацепления
4.1 Геометрический синтез планетарного механизма
По заданному передаточному отношению , числу сателлитов и модулю зубчатых колес зубчатого зацепления m=8 мм модулю требуется определить числа зубьев колес , исходя из условий соосности, сборки и соседства сателлитов, а также отсутствия подрезания и интерференции зубьев.
Используем формулу Виллиса:
[1] стр. 40 (4.1)
Раскладываем U13 на целые числа:
; [1] стр. 40 (4.2)
Определяем сомножители:
Выберем комбинацию коэффициентов С1=5; С2=12; С2'=2; С3=11
Берем сомножитель q=3:
(4.3)
(4.4)
(4.5)
(4.6)
Условие соосности:
Z1+Z2= Z3?Z2' [1] стр. 41 (4.7)
Z1+Z2=135+324=459
Z3?Z2'=561?102=459
Условие соосности выполняется.
Условие сборки:
[1] стр. 41 (4.8)
где k - число сателлитов; p - целое число.
Возьмем k=3 и р=0;
Условие сборки выполняется.
Условие соседства:
[1] стр. 42 (4.9)
Условие соседства выполняется
Находим радиусы делительных окружностей:
(4.10)
(4.11)
(4.12)
(4.13)
Чертеж планетарного механизма зацепления построен в масштабе ?=0,28 м/мм.
4.2 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления
Исходные данные:
- числа зубьев колёс;
- коэффициент высоты головки зуба;
- коэффициент радиального зазора;
- угол профиля исходного контура;
m=10 мм - модуль зубчатых колес открытой передачи.
Формулы использованные ниже [2] стр. 238-241.
Найдем передаточное отношение U45:
(4.14)
Наименьшее число зубьев для колес без смещения:
(4.15)
Находим коэффициенты смещения и исходного контура:
Коэффициенты смещения и должны соответствовать условию: (При отсутствии подрезания зубьев.)
;
и определяем по формуле:
(4.16) (4.17)
Выбираем из таблиц коэффициенты смещения и [2] приложение 11:
?4=0,5; ?5=0,5.
(4.18)
Угол зацепления :
(4.19)
?w=2609'=26.150
Делительные диаметры:
(4.20)
(4.21)
Делительные радиусы:
(4.22)
(4.23)
Межосевое расстояние:
(4.24)
Делительное межосевое расстояние:
(4.25)
Коэффициент воспринимаемого смещения:
(4.26)
Коэффициент уравнительного смещения:
(4.27)
Радиусы начальных окружностей:
(4.28)
(4.29)
Проверка вычислений:
(4.30)
Радиусы вершин зубьев:
(4.31)
(4.32)
Радиусы впадин:
(4.33)
(4.34)
Высота зуба:
(4.35)
Толщина зубьев по делительной окружности:
(4.36)
(4.37)
Радиусы основных окружностей:
(4.38)
(4.39)
Углы профиля в точке на окружности вершин:
(4.40)
(4.41)
Толщина зубьев по окружности вершин:
(4.42)
(4.43)
Коэффициенты толщины зубьев по окружности вершин:
(4.44)
(4.45)
Коэффициент торцевого перекрытия:
(4.46)
Графические построения приведены в приложении 1.
5. Синтез кулачкового механизма
5.1 Задачи синтеза кулачкового механизма
Задачами синтеза кулачкового механизма являются:
1. Определение основных размеров механизма из условия ограниченности угла давления ;
2. Построение профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя.
5.2 Исходные данные
h=22 mm - ход толкателя, мм;
??y=120; ??в=120-фазовые углы кулачка, соответствующие этапам удаления и приближения толкателя, градусы;
??д-фазовые углы кулачка, соответствующие дальнему и ближнему стоянию толкателя, градусы;
?доп=30?допускаемый угол давления в кулачковом механизме;
Законы движения:
при удалении:
параболический.
При приближении:
косинусоидальный
5.3 Расчет передаточных функций выходного звена
Рассчитаем перемещение si , аналог скорости и ускорения по соответствующим заданному закону формулам.
при удалении закон №2:
для 0??i??y/2
[1] стр. 50 (5.1)
для ?y/2??i? ?y
[1] стр. 50 (5.2)
где h=22мм, ??y=1200=2,09рад, ?i=00; 20; 40; 60; 80; 100; 120.
при приближении закон №4:
[1] стр. 51 (5.3)
где h=22мм, ??В=1200=2,09рад, ?i=00; 20; 40; 60; 80; 100; 120.
Результаты расчетов приведены в табл.5.1
Масштаб построений:
5.4 Определение основных размеров
Определим основные размеры R0 и e кулачкового механизма.
Для параболического закона движения толкателя угол, при котором r0Э имеет наибольшее значение, , а аналог скорости и перемещение , соответствующие этому углу:
[1] стр. 67 (5.4)
[1] стр. 58 (5.5)
[1] стр. 58 (5.6)
Принимаем R0=15мм; e =8мм;
[1] стр. 67 (5.7)
Определим угол давления:
[1] стр. 67 (5.8)
Результаты расчетов приведены в табл.5.1
Масштаб построений:
Так как , значения R0 и e удовлетворяют условию синтеза.
Определим полярные координаты центрового профиля кулачка:
[1] стр. 68 (5.9)
[1] стр. 68 (5.10)
Результаты расчетов приведены в табл.5.1
Таблица 5.1.
|
Фаза |
i |
град |
?i, град |
Si, мм |
Si', мм |
Si'', мм |
?i, град |
?i, град |
Ri, град |
|
|
Удаление |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
20,14 |
-30 |
0 |
14,99 |
|
|
1 |
20 |
20 |
1,22 |
7,02 |
20,14 |
-1,36 |
17,67 |
16,04 |
||
|
2 |
40 |
40 |
4,88 |
14,03 |
20,14 |
20,82 |
32,25 |
19,3 |
||
|
3 |
60 |
60 |
11 |
21,052 |
-20,14 |
29,76 |
46,43 |
25 |
||
|
4 |
80 |
80 |
17,11 |
14,03 |
-20,14 |
12,64 |
62,79 |
30,85 |
||
|
5 |
100 |
100 |
20,78 |
7,02 |
-20,14 |
-0,56 |
81,21 |
34,41 |
||
|
6 |
120 |
120 |
22 |
0 |
-20,14 |
-11,96 |
100,75 |
35,6 |
||
|
Возвращение |
7 |
0 |
180 |
22 |
0 |
-24,75 |
160,75 |
35,6 |
||
|
8 |
20 |
200 |
20,52 |
-8,25 |
-21,43 |
181,31 |
34,16 |
|||
|
9 |
40 |
220 |
16,5 |
-14,29 |
-12,37 |
203,09 |
30,26 |
|||
|
10 |
60 |
240 |
11 |
-16,5 |
0 |
226,43 |
25 |
|||
|
11 |
80 |
260 |
5,5 |
-14,29 |
12,37 |
251,51 |
19,86 |
|||
|
12 |
100 |
280 |
1,47 |
-8,25 |
21,43 |
277,23 |
16,26 |
|||
|
13 |
120 |
300 |
0 |
0 |
24,75 |
300 |
14,99 |
5.5 Определение радиуса ролика
Из Приложения 1 находим минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка ?min:
Радиус ролика rр выбираем наименьшим из условий:
[1] стр. 69 (5.11)
[1] стр. 69 (5.12)
Окончательно примем rp=5мм.
5.6 Расчет коэффициента жесткости замыкающей пружины
Кулачек вращается по часовой стрелке с n=600об/мин, масса толкателя mт=120г.
Для расчета выберем фазу удаления, так как на этой фазе аналог ускорения толкателя имеет большее значение , чем на фазе возвращения. Для параболического закона движения толкателя:
[1] стр. 69 (5.13)
Угловая скорость кулачка:
[1] стр. 69 (5.12)
Сила инерции толкателя:
[1] стр. 69 (5.14)
Принимаем минимальную реакцию F0=5H.
Предварительное натяжение пружины:
[1] стр. 69 (5.15)
Масштаб построений:
Максимальная сила пружины:
[1] стр. 69 (5.16)
Жесткость пружины:
[1] стр. 69 (5.17)
Заключение
В результате выполнения курсовой работы я закрепил и обобщил знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научились применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления и синтез кулачкового механизма).
Выполняя курсовой проект по теории машин и механизмов, овладел навыками использования общих методов проектирования и исследования механизмов. Также овладел методами определения кинематических параметров механизмов, оценки сил, что действуют на отдельные звенья механизма, научился творчески оценивать сконструированный механизм с точки зрения его назначения - обеспечивать необходимые параметры движения звеньев механизма.
Список использованных источников
«Курсовое проектирование по ТММ.» Под редакцией Г.Н. Девойно. Мн., 1986г.
Попов С.А., Тимофеев Г.А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин». М., 2002г.
«Проекты (работы) курсовые. Требования и порядок подготовки, представление к защите и защита» Мн.,2007г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Задачи и методы динамического синтеза и анализа машинного агрегата. Описание определения кинематических характеристик рычажного механизма. Определение работы сил сопротивления, истинной угловой скорости звена приведения, момента инерции маховика.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 25.11.2010Расчет размеров и параметров рычажного механизма. Построение диаграммы приведенных моментов инерции, приведенных моментов сил, работы движущих сил и сил сопротивления, изменения кинетической энергии. Характеристики закона движения на фазе приближения.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 25.11.2010Определение закона движения начального механизма насоса. Построение графиков приведенных моментов сил полезного сопротивления и моментов инерции звеньев. Расчет тангенциальной и нормальной составляющих реакции. Динамический синтез кулачкового механизма.
курсовая работа [485,7 K], добавлен 19.01.2016Схема рычажного механизма. Классификация кинематических пар. Определение степени подвижности механизма. Синтез механизма. Силовой расчёт рычажного механизма. Определение силы полезного сопротивления. Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 10.01.2009Структурный и динамический анализ рычажного механизма. Расчет масштаба кинематической схемы. Построение диаграммы приращения кинетической энергии машинного агрегата, звеньев рычажного механизма. Расчет параметров зубчатой передачи, межосевого расстояния.
курсовая работа [853,6 K], добавлен 15.05.2013Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности хода. Расчёт зубчатых колёс. Проверка качества их зацепления. Определение работы сил производственного сопротивления и работы движущих сил. Силовой анализ рычажного механизма.
курсовая работа [98,9 K], добавлен 23.12.2012Кинематические характеристики машинного агрегата; алгоритм аналитического решения задачи. Расчет скоростей и ускорений всех точек и звеньев агрегата в заданном положении. Силовой расчет рычажного механизма. Динамический синтез кулачкового механизма.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 24.01.2012Рассмотрение рычажного механизма поршневого насоса с двойной качающейся кулисой. Метрический синтез и кинематический анализ механизма. Определение сил и момента сопротивления и инерции. Подбор чисел зубьев и числа сателлитов планетарного механизма.
курсовая работа [293,5 K], добавлен 09.01.2015Структурный, динамический и кинетостатический анализ плоского рычажного механизма. Определение угловых скоростей его звеньев; внешних сил и моментов инерции, действующих на каждое звено и кинематическую пару. Проектный расчет механизма на прочность.
курсовая работа [104,7 K], добавлен 23.12.2010Определение степени подвижности рычажного механизма. Проворачивание механизма на чертеже. Определение ускорений точек методом планов, масштабного коэффициента, силы инерции ведущего звена. Динамический синтез и профилирование кулачкового механизма.
курсовая работа [114,6 K], добавлен 07.08.2013
