1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

Краткое описание работы механизма

Исходные данные

1. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма

1.1 Выбор коэффициента смещения

1.2 Построение картины зацепления

1.3 Проверка коэффициента перекрытия

1.4 Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом

1.5 Проектирование планетарного редуктора

1.6 Построение схемы планетарного редуктора

1.7 Выводы

2. Динамическое исследование основного механизма

2.1 Исходные данные и постановка задачи

2.2 Геометрический синтез механизма

2.3 Определение передаточных функций

2.4 Построение диаграмм давлений, движущих сил, приведенного момента движущих сил

2.5 Диаграмма приведенного момента инерции второй группы звеньев

2.6 Диаграмма кинетической энергии II-й группы звеньев

2.7 Построение диаграмм работ сил полезного сопротивления

и суммарной работы

2.8 Построение диаграмм кинетической энергии I группы звеньев. Определение необходимого момента инерции 1-й группы звеньев

2.9 Расчет маховика

2.10 Определение закона движения главного вала машины

2.11 Выводы

3. Силовой расчет механизма

3.1 Исходные данные и постановка задачи

3.2 Построение плана скоростей

3.3 Построение плана ускорений

3.4 Определение силовой нагрузки на механизм

3.5 Силовой расчет

3.6. Нахождение нагрузки Рс по методу Жуковского

3.7 Выводы

4. Синтез кулачкового механизма

4.1 Исходные данные и постановка задачи

4.2 Построение передаточных функций кулачкового механизма

4.3 Построение вспомогательной диаграммы и выбор радиуса начальной шайбы

4.4 Профилирование кулачка

4.5 Проверка выполнения кинематических диаграмм

4.6 Вывод

Список литературы

Введение

В данной работе производится исследование работы механизмов двигателя мотоцикла. Проект состоит из расчетно-пояснительной записки и четырех графических листов.

На первом листе проведено проектирование зубчатой передачи привода распределительного вала. Приведена схема зацепления и схема станочного зацепления. Производиться кинематический расчет планетарного редуктора главной передачи.

На втором листе производится определение закона движения механизма, расчет требуемого момента инерции маховых масс, обеспечивающего заданную неравномерность вращения коленчатого вала двигателя на холостом ходу. Приведено аналитическое выражение передаточных функций по скоростям и координатам.

На третьем листе производиться исследование силового нагружения кривошипно-ползунного механизма двигателя на номинальном режиме работы. Приведены годографы сил в кинематических парах. Приведена проверка аналитического расчета в одной точке методом планов сил.

На четвертом листе произведено конструирование кулачкового механизма привода впускного клапана по известному закону изменения ускорения. Приведен график угла давления в механизме.

Краткое описание работы механизма

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1 Схема механизма

Двигатель мотоцикла является четырехтактным двухцилиндровым двигателем внутреннего сгорания. Основным механизмом двигателя является кривошипно-ползунный. Коленчатый вал 1 с моховиком 13 расположен параллельно продольной оси мотоцикла . Коленчатый вал соединен с остальными механизмами мотоцикла муфтой сцепления. В зависимости от положения муфты сцепления коленчатый вал может быть соединен с остальными механизмами мотоцикла или полностью отключен от них. С кривошипами OA и OD расположенными под углом 180, соединены шатуны 2 и 4. При таком устройстве поршни 3 и 5 всегда двигаются в противоположных направлениях. Рабочий цикл в каждом из цилиндров осуществляется за 2 оборота коленчатого вала.

Чередование процессов, протекающих в левом и правом цилиндрах 6 и 6', происходит следующим образом (таблица 1):

Таблица 1 Фазы газораспределения

	Первый оборот	Второй оборот
Левый цилиндр	Всасывание	Сжатие	Расширение	Выпуск
Правый цилиндр	Расширение	Выпуск	Всасывание	Сжатие

Различают два режима работы двигателя:

На холостом ходу, когда муфта сцепления разомкнута и коленчатый вал 1 отсоединен от остальных механизмов мотоцикла

При номинальной нагрузке (при движении мотоцикла) когда муфта сцепления соединяет коленчатый вал с остальными механизмами мотоцикла.

Механизм газораспределения состоит из четырех кулачков 8, закрепленных на распределительном валу 7, и толкателей 9, воздействующих на клапаны 12.

Вращение кулачковому валу 7 передается от коленчатого вала 1 парой зубчатых колес 10 и 11 (с косым зубом).

Изменение скорости движения мотоцикла производится при помощи планетарной коробки передач.

Исходные данные.

Таблица 2 Исходные данные

Наименование параметра	Обозначение	Числовое значение	Размерность
Средняя скорость поршня	(VB)ср,(VF)ср	12.0	м/c
Отношение длины шатуна к длине кривошипа		3.8	-
Отношение расстояния от точки А до центра масс шатуна S2 к общей длине шатуна		0.30	-
Диаметр цилиндра	d	0.078	М
Число оборотов коленчатого вала при номинальной нагрузке	n1ном	4600	об/мин
Число оборотов коленчатого вала на холостом ходу	n1хх	1300	об/мин
Максимальное давление в цилиндре при номинальной нагрузке	(Pmax)ном	28	Па
Максимальное давление в цилиндре на холостом ходу	(Pmax)хх	10,6	Па
Масса шатуна	m2, m4	0.34	кг
Масса поршня	m3, m5	0.36	кг
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести	J2, J4	0.00196	кг*м2
Момент инерции коленчатого вала (без маховика)	J0	0.00686	кг*м2
Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала		1/18	-
Эффективная мощность двигателя на номинальной нагрузке	(Ne)ном	21.45	Л.с.
Механический КПД двигателя		0.81	-
Приведенный к коленчатому валу момент инерции трансмиссии и момент инерции ведущего колеса мотоцикла		0.025	кг*м2
Ход толкателя кулачкового механизма	h	0.007	м
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме		30	Град
Угол рабочего профиля кулачка выпускного клапана		120	Град
Угол рабочего профиля кулачка впускного клапана		120	Град
Отношение величин ускорений толкателя		1.7	-
Расстояние между осями кулачкового и коленчатого валов		98	мм
Модуль зубчатых колес 10 и 11		4.25	мм
Сумма чисел зубьев колес 10 и 11		39	-
Угол наклона зубьев для колес 10 и 11		30	Град
Передаточное отношение планетарного редуктора		3,6	-
Число сателлитов в планетарном редукторе		3	-
Параметры исходного контура реечного инструмента		20 1 0.25	Град - -

Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма задан графически.

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2 Диаграмма изменения аналога ускорения толкателя.

Крутящий момент от двигателя передается на главную передачу через планетарный редуктор для которого приведена схема.

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 3 Схема планетарного редуктора

1. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма

Цель: рассчитать геометрические характеристики и изобразить картину зубчатого зацепления.

Исходные данные:

Расстояние между осями кулачкового и коленчатого валов		98	Мм
Модуль зубчатых колес 10 и 11		4.25	Мм
Сумма чисел зубьев колес 10 и 11		39	-
Угол наклона зубьев для колес 10 и 11		30	Град
Передаточное отношение планетарного редуктора		3,6	-
Число сателлитов в планетарном редукторе		3	-
Параметры исходного контура реечного инструмента		20 1 0.25	Град - -

Формулы для выполнения геометрического расчета зубчатой передачи:

1. расчет параметров реечного инструмента на торцевом сечении:

2. расчет угла зацепления:

3. расчет межцентрового расстояния:

4. расчет коэффициента восприимчивости смещения:

5. расчет коэффициента уравнительного смещения:

6. рассчитать радиус делительной окружности:

7. рассчитать радиус основной окружности:

8. рассчитать радиус начальной окружности:

9. рассчитать радиус окружности выступов:



10. рассчитать радиус окружности впадин:

11. толщина зуба по делительной окружности:

12. толщина зуба по окружности выступов:

13. коэффициенты торцевого перекрытия:

14. коэффициент за счет наклона зубьев:

15. коэффициент суммарный:

16.коэффициент скольжения:

Расчет выполнен по программе, распечатка результатов прилагается.

1.1 Выбор коэффициента смещения .

При проектировании эвольвентного зубчатого зацепления необходимо выполнить следующие условия:

1. зубчатые колеса должны быть нарезаны без подреза, т.е. .

2. зубчатые колеса должны быть нарезаны без заострения, т.е. .

3. Зубчатая передача должна быть спроектирована с приемлемым коэффициентом торцевого перекрытия .

4. при работе зубчатой передачи следует учитывать равномерный износ зубчатых колес, т.е. (одного порядка).

Выбираем , т.к.:

–

–

– е

– , , т.е. условие 4 выполняется

1.2 Построение картины зацепления

1. Выбирается масштаб ;

2. Откладывается межосевое расстояние и проводятся окружности:

1)Начальные окружности , . Их общая точка пересечения с линией, проходящей через оси колес, задаёт точку полюса Р.

2)Делительные окружности , . Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно величине воспринимаемого смещения .

3)Основные окружности ,. Через полюс зацепления касательно к основным окружностям колёс проводится линия зацепления. Строятся предельные точки линии зацепления и . Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления . Буквами и отмечается активная линия зацепления.

4)Окружности вершин ,;

5)Окружности впадин ,.

6)Построение шаблона.

Профили зубьев колеса могут быть перенесены на чертеж проектируемой зубчатой передачи со схемы станочного зацепления при помощи шаблона; эвольвентная часть профиля зуба колеса строится как траектория точки прямой при перекатывании ее по основной окружности колеса без скольжения и переносится в точку контакта зубьев на линии зацепления.

Для построения шаблона на основной окружности выбираем точку, от которой на этой окружности откладываем 8 одинаковых отрезков длиной 10-15 мм. В этих точках проводим касательные, на которых откладываем такое количество отрезков, каков номер точки. Соединяя точки на касательных, строим эвольвенту. На делительной окружности откладываем половину толщины зуба и, проведя через полученную точку на окружности и через центр колеса прямую, получаем ось симметрии зуба. Полученный профиль зуба переводим на кальку.

От этих прямых откладываем половины толщины по делительной окружности и окружности вершин и через 2-е точки по кальке обводим профиль зуба.

7)Провести оси зубьев. По окружности вершин и делительной окружности отложить соответствующие толщины зуба () и и.

8)Выполняем сопряжение эвольвенты с окружностью впадин дугой радиуса .

Рабочая поверхность зуба располагается от вершины зуба до точки пересечения эвольвенты с дугой радиуса для первого колеса и для второго колеса.

1.3 Проверка коэффициента перекрытия:

е

1.4 Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом

1.Откладывается от делительной окружности расчетное смещение , и проводится делительная прямая исходного производящего контура речного инструмента. На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проводятся прямые граничных точек, а на расстоянии ()-прямая впадин и прямая вершин. Станочно-начальная прямая проводится касательной к делительной окружности в точке (полюс станочного зацепления).

2.Проводится линия станочного зацепления через полюс станочного зацепления касательно к основной окружности в точке N.

3.Строится исходный контур реечного инструмента, так, чтобы ось симметрии контура впадин совпадала с вертикалью;

4.Производится построение профиля зуба методом обкатки.

1.5 Проектирование планетарного редуктора

Исходные данные и постановка задачи.

Исходные данные:

1. Редуктор: двухрядный планетарный

2. Передаточное отношение u=3.6;

3. Число сателлитов;

4. Модуль передачи 4.25;

5. Суммарное число зубьев колес 39 ;

Постановка задачи:

1. Подобрать числа зубьев для колес планетарного редуктора, удовлетворяющие условиям синтеза многосателлитных планетарных редукторов;

2. В масштабе построить схему двух проекций редуктора;

3. Построить схемы распределение линейных и угловых скоростей звеньев редуктора, проверить передаточное отношение графически.

Условия, выполняемые при синтезе многасателлитных планетарных редукторов для заданной схемы

1. Передаточное отношение по формуле Виллиса:

;

2. Условие соосности :;

3. Условие сборки:

4. Условие соседства: ;

5. Условие отсутствия подреза:

Подбор чисел зубьев планетарного редуктора.

Анализ условия сборки:

Условие соседства удовлетворяется:



1.6 Построение схемы планетарного редуктора

Радиусы зубчатых колес вычисляются по формуле:

.

Модуль зубьев

Выбираем масштаб:

Отрезок- изображает скорость точки , точка А - мгновенный центр скоростей блока сателлитов 1,2. ВВ'-линия распределения скоростей блока сателлитов.

Передаточное отношение:

.

Проводим горизонтальную линию угловых скоростей и из точки Р, взятой на произвольном от неё расстоянии КР, проводим лучи, параллельные линиям распределения скоростей звеньев 1 и Н.

и

Вычисляем погрешность:

1.7 Выводы

1. Проведен расчет эвольвентного зубчатого зацепления и выбран коэффициент смещения ;

2. В масштабе построено эвольвентное зубчатое зацепление;

3.Графически вычислен и проверен коэффициент торцевого перекрытия , ;

4. Построено станочное зацепление;

5. Качественное сравнение профиля зуба , построенного по шаблону и профиля зубчатого колеса , построенного методом огибания даёт положительный результат.

1. Подобраны числа зубьев планетарного редуктора, удовлетворяющие условиям синтеза многосателлитных планетарных редукторов:

Схема планетарного редуктора построена в масштабе в двух проекциях.

2. Построены схемы распределения линейных и угловых скоростей звеньев и было проверено передаточное отношение . Погрешность

2. Динамическое исследование основного механизма

2.1 Исходные данные и постановка задачи

Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Числовые значения
Средняя скорость поршня		м/сек	12,0
Отношение длины шатуна к длине кривошипа			3,8
Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна			0,3
Диаметр цилиндра		м	0,078
Число оборотов коленчатого вала при номинальной нагрузке		об/мин	4600
Число оборотов коленчатого вала при холостом ходе		об/мин	1300
Максимальное давление воздуха в цилиндре		Па	28
Максимальное давление воздуха в цилиндре		Па	10,6
Масса шатуна	,	кг	0,34
Масса поршня	,	кг	0,36
Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его центр тяжести	,	кгм	0,00196
Момент инерции коленчатого вала (без маховика)		кгм	0,00686
Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала			1/18
Угловая координата кривошипа для силового расчета		град	30

1. Произвести геометрический синтез механизма;

2. Создать динамическую модель механизма и определить её параметры;

3. Определить нагрузку, снимаемую при установившемся режиме;

4. Определить необходимую инерционность 1-й группы звеньев, обеспечивающую заданную неравномерность на холостом ходу;

5. Рассчитать маховик;

6. Определить закон движения главного вала машины;

7. Для заданного положения механизма определить угловую скорость , угловое ускорение и движущую силу на каждом цилиндре.

2.2 Геометрический синтез механизма

где - длина кривошипа.

Используя отношение длины шатуна к длине кривошипа, находим

Определяем масштаб: .

Строим механизм в 12 положениях.

2.3 Определение передаточных функций

Передаточные функции определяются из плана скоростей графоаналитически.

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
, мм	-24,06	-38,47	-39,13	-29,31	-15,07	0	15,07	29,31	39,13	38,47	24,06	0
, мм	31,62	37,83	39,13	35,28	29,91	27,39	29,91	35,28	39,13	37,82	31,62	27,39
, мм	-23,72	-13,70	0	13,70	23,72	27,39	23,72	13,70	0	-13,70	-23,72	-27,39
ab, мм	34,18	20,09	0	20,09	34,18	39,13	34,18	20,09	0	20,09	34,18	39,13
, м	-0,02	-0,04	-0,04	-0,03	-0,02	0	0,02	0,03	0,04	0,04	0,02	0
, м	0,03	0,04	0,04	0,04	0,03	0,03	0,03	0,04	0,04	0,04	0,03	0,03
, м	-0,02	0,01	0	0,01	0,02	0,03	0,02	0,01	0	-0,01	0,02	-0,03
, м	0,23	0,14	0	0,14	0,22	0,26	0,22	0,14	0	0,14	0,22	0,26



2.4 Построение диаграмм давлений, движущих сил, приведенного момента движущих сил

Строим диаграмму зависимости давления в камере сгорания от пути поршня (в процентах) в масштабе . Для каждого положения механизма определяем силу давления как произведение давления в камере сгорания на площадь цилиндра и заносим результаты в таблицу, по которой строим зависимость в масштабе

Для каждого положения механизма вычисляются значения приведенного момента движущих сил:



и результаты заносятся в таблицу, и строим график зависимости в масштабе.

Положение	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
,Н	0	101,32	101,32	101,32	101,32	101,32	101,32	50,66	-180,12	-607,9
,	0	-3,90	-3,97	-2,97	1,53	0	1,53	1,49	-7,05	-23,39
,	-0,008	-0,005	0	0,005	0,008	0,009	0,008	0,005	0	-0,005

Положение	11	12	13	14	15	16	17	18	19
,Н	-1672	-2887	-3611	-1570	-768	-481	-271	-152	-101
,	-40,2	0	86,9	60,4	30,1	14,1	4,01	0	-1,5
,	-0,008	-0,009	-0,008	-0,005	0	0,005	0,008	0,009	0,008

Положение	20	21	22	23	24
,Н	-101,32	-101,32	-101,32	-101,32	-101,32
,	-2,97	-3,97	-3,90	-2,44	0
,	0,005	0	-0,005	-0,008	-0,009

Ввиду малости можно пренебречь.

Интегрируя график суммарного приведенного момента получим график суммарной работы движущих сил за цикл. Графически суммируя его с графиком работы сил сопротивления получим график зависимости

2.5 Диаграмма приведенного момента инерции второй группы звеньев

Результаты вычислений заносятся в таблицу. Строятся графики моментов инерции ,, , в масштабе .

Полож. м-ма	1	2	3	4	5	6
,кгм	2,026	5,18	5,359	3,007	0,794	0
,кгм	3,399	4,866	5,206	4,232	3,042	2,551
,кгм	4,506	2,648	0	2,648	4,506	5,159

Полож. м-ма	7	8	9	10	11	12
,кгм	0,794	3,007	5,359	5,18	2,029	0
,кгм	3,042	4,232	5,206	4,866	3,399	2,551
,кгм	4,506	2,648	0	2,648	4,506	5,159

2.6 Диаграмма кинетической энергии II-й группы звеньев

График может приближенно быть принят за график кинетической энергии 2-й группы звеньев =

Для определения приближенно принимаем , что возможно, т.к. величина коэффициента неравномерности - величина малая, и тогда величину будем считать пропорциональной , а построенную кривую принять за приближенную кривую , т. е. . Масштаб графика

.

2.7 Построение диаграмм работ сил полезного сопротивления и суммарной работы

Проинтегрировав графически зависимость , получим график.

.

2.8 Построение диаграмм кинетической энергии I группы звеньев. Определение необходимого момента инерции 1-й группы звеньев

Теорема об изменении кинетической энергии: .

Для построения кривой необходимо из ординат кривой в каждом положении механизма вычесть отрезки, изображающие , взятые из графика в масштабе , в каком построена кривая ,

	0	1	2	3	4	5	6
	154,2	198,6	253,9	211,3	197,7	166,8	154,2
	4,49	5,78	7,39	6,15	5,76	4,86	4,49

	6	7	8	9	10	11	12
	154,2	166,8	197,7	211,3	253,9	198,6	154,2
	4,49	4,86	5,76	6,15	7,39	5,78	4,49

На построенной кривой находим точки, соответствующие и , и определяем максимальное изменение кинетической энергии I группы звеньев за период одного цикла

.

-отрезок в мм, изображающий в масштабе .

2.9 Расчет маховика

b=0,2D=0,2Ч0,2191=0,0438 м

в - ширина обода [м]; D - наружный диаметр обода [м]; с - удельная масса материала [кг/м3](для стали - 7600, для чугуна - 7200). Рекомендуется выбирать в = (0,1ч0,3)D, d = (0,8ч0,9)D.

Задавшись значениями в и d по формуле определяем D. Величина D должна быть согласована с реальными размерами. Для поршневых машин наружный диаметр маховика D приближенно равен двум шагам шатуна.

2.10 Определение закона движения главного вала машины

Закон движения входного звена механизма может быть определено по уравнению . Но на практике оно не применяется, т.к. для его использования необходимо знать начальные условия, которые обычно для установившегося режима движения неизвестны. Поэтому при определении закона движения используют соотношение . Максимальному значению соответствует , а - , т.к. . Поэтому будет соответствовать максимальное приращение угловой скорости входного звена в масштабе .

Чтобы определить график необходимо найти положение оси абсцисс (). Для этого через середину отрезка изображающего разность , проводим линию, которая является линией средней угловой скорости , которая задается и равна .

Рассчитываем графическую величину и, отложив от уровня , получаем положение оси , относительно которой график будет изображать график изменения угловой скорости входного звена за один цикл установившегося режима движения.

2.11 Выводы

1. Проведен синтез кривошипно-ползунного механизма.

lОА == 0,039[м], lАВ==0,149 [м]. Построен механизм в масштабе .

2. Создана динамическая модель:

3. Для обеспечения заданной равномерности хода рассчитан маховик:

Iмаховика = 0,075 [Нм2], D = 0,219 [м], в = 0,044 [м].

3. Силовой расчет механизма

3.1 Исходные данные и постановка задачи

Цель: определить неизвестную внешнюю нагрузку, найти момент сопротивления, усилие кинематических пар и проверить по методу Жуковского исходные данные:

Наименование параметра	Обозначение	Числовое значение	Размерность
Средняя скорость поршня	(VB)ср,(VF)ср	12.0	м/c
Отношение длины шатуна к длине кривошипа		3.8	-
Отношение расстояния от точки А до центра масс шатуна S2 к общей длине шатуна		0.30	-
Диаметр цилиндра	d	0.078	м
Число оборотов коленчатого вала при номинальной нагрузке	n1ном	4600	об/мин
Число оборотов коленчатого вала на холостом ходу	n1хх	1300	об/мин
Максимальное давление в цилиндре при номинальной нагрузке	(Pmax)ном	28	Па
Максимальное давление в цилиндре на холостом ходу	(Pmax)хх	10,6	Па
Масса шатуна	m2, m4	0.34	кг
Масса поршня	m3, m5	0.36	кг
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести	J2, J4	0.00196	кг*м2
Момент инерции коленчатого вала (без маховика)	J0	0.00686	кг*м2
Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала		1/18	-
Эффективная мощность двигателя на номинальной нагрузке	(Ne)ном	21.45	Л.с.
Механический КПД двигателя		0.81	-
Приведенный к коленчатому валу момент инерции трансмиссии и момент инерции ведущего колеса мотоцикла		0.025	кг*м2

Структурная формула механизма:

Анализируемый механизм является механизмом второго класса, второго порядка.

Строим на листе кинематическую схему механизма в положении соответствующем повороту кривошипа на угол =30° . Строим для заданного положения план скоростей и ускорений. Кривошипнo-ползунный механизм поршневого детандера преобразует возвратно-поступательное движение ползуна во вращательное движение кривошипа. Угловая скорость направлена по часовой стрелке.

Основные теоретические положения.

В основу силового расчета положен принцип Даламбера: главный вектор и главный момент относительного любого полюса от активных сил, сил реакции и сил инерции

В плоском механизме силы инерции приводятся к главному вектору и главному моменту.

для звена 3:

для звена 2:

для звена 1:

Определение угловой скорости и углового ускорения кривошипа:

, где

Угол определяется с графика суммарного приведенного момента инерции как угол наклона касательной проведенной к графику в данном положении механизма ().

3.2 Построение плана скоростей.

Выбираем масштаб плана скоростей:

;

Из векторного уравнения находим скорости точки В:

;

;

.

Угловую скорость звена АВ находим из соотношения:

.

Скорость точки S находим по плану скоростей:

.

3.3 Построение плана ускорений

Нормальное и тангенциальное ускорения точки А находим из соотношений:

;

.

Нормальное ускорение находим из соотношения:

.

План ускорений строим по векторному уравнению:

.

Масштаб плана ускорений

;

С плана ускорений снимаем отрезки qb, qs, qaи подсчитываем ускорения по формулам:

.

Угловое ускорение 2 и 4 звеньев находим из соотношения:

.

3.4 Определение силовой нагрузки на механизм.

0,34кг;

=0,36кг;

Раскладываем главные моменты сил инерции как пару сил и :

;

.

На поршни действует сила давления газов в цилиндре. Для заданной угловой координаты в одном цилиндре происходит впуск горючей смеси

в другом - рабочий ход

3.5 Силовой расчет

Силовой расчет проводим методом расчленения на структурные группы и отдельные звенья.

На схеме механизма показываем все силы, приложенные к механизму. Расчленяем механизм на структурные группы и изображаем внешние силы, моменты и реакции.

1.

2.

3.

масштаб плана сил

4.

масштаб плана сил

5.

3.6 Нахождение нагрузки Рс по методу Жуковского

Для этого составим уравнение моментов всех сил относительно точки Р, прикладывая все силы , приложенные к механизму к плану скоростей, повернутому на 90є.

3.7 Выводы:

1. Для положения механизма є определены реакции в кинематических парах:Q30 = 871 H , Q21 = 6321 H, Q32 = 3565H;

2. Вычислен

3. Проверка по рычагу Жуковского дает расхождение величины .

4. Синтез кулачкового механизма

Среди основных типов простейших механизмов кулачковый механизм является достаточно универсальным. С его помощью можно получить прерывистое движение ведомого звена, т.е. движение с остановками. Именно поэтому кулачковые механизмы находят широкое и распространённое применение. Кроме того, они надёжны в работе, занимают мало места в конструкциях и особенно незаменимы там, где от механических устройств требуется строго определённый автоматизм движения. Кулачком называют звено, имеющее элемент высшей пары, выполненный в виде поверхности переменной кривизны.

4.1 Исходные данные и постановка задачи

Исходные данные:

- угловая скорость кулачка

- угол рабочего профиля кулачка драб = 1200

- ход толкателя кулачкового механизма h = 0,007 м;

- допустимый угол давления в кулачковом механизме .

Цель:

1. Обеспечить профиль кулачка минимальных размеров, удовлетворяющий заданный закон движения толкателя и отсутствие проскальзывания

2. Для произвольного положения проверить выполнение передаточных функций.

4.2 Построение передаточных функций кулачкового механизма

По исходным данным строим диаграмму ускорений толкателя а=а(). По оси ОХ откладываем угловое перемещение. Базу выбираем произвольно: b = 240мм.

Построив и проинтегрировав график аналогов ускорений, получим график аналогов скоростей. А затем, интегрируя график аналогов скоростей, построим график перемещения.

Находим масштаб :

Находим масштаб SВ:

.

Находим масштаб qВ:

;

Находим масштаб аq:

;

4.3 Построение вспомогательной диаграммы и выбор радиуса начальной шайбы

Для получения кулачкового механизма наименьших размеров определяем минимальный радиус кулачка R0. Эту задачу решаем графическим методом построения вспомогательного графика, отражающего изменение отношения аналога скорости в зависимости от перемещения толкателя S и с учётом условия что в масштабе .

Откладывая на чертеже отрезки, соответствующие аналогу скорости, пользуемся правилом: вектор скорости будучи повёрнут на 90° в направлении вращения кулачка, показывает, в какую сторону следует откладывать от точек 1, 2,... 12 отрезки аналога скорости.

Положение	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
	0	13,6	27,2	40,8	48	40	32	24	16	8	0
	0	34,63	69,26	103,90	122,23	101,86	81,49	61,12	40,74	20,37	0

После построения графика области возможного расположения центра вращения кулачка находим минимальный радиус кулачка

4.4 Профилирование кулачка

1. Строим окружность минимального радиуса кулачка в масштабе . Рабочий угол раб = 30° этой окружности делим радиальными прямыми на фазовые углы поворота кулачка. Фазовые углы, соответствующие движению толкателя, делят на части в соответствии с графиком перемещения толкателя [S,].

На полученных радиальных прямых от окружности минимального радиуса откладываем отрезки равные перемещениям толкателя в соответствующих положениях в том же масштабе.

Концы отрезков соединим плавной линией, которая является центровым профилем кулачка. Этот профиль представляет собой траекторию центра ролика в обращённом движении кулачкового механизма.

Конструктивный профиль кулачка есть эквидистантная кривая, отстоящая от центрального профиля на величину радиуса ролика. Получают его, как огибающую окружность ролика, толкателя, изображённых в каждом положении.

4.5 Кинематическая проверка правильности профилирования кулачка

Передаточные функции определяют из планов скоростей и ускорений, построенных в вынужденных масштабах. Планы скоростей и ускорений строят для заменяющего механизма. Чтобы построить заменяющий механизм, необходимо высшую пару заменить двумя низшими и дополнительным звеном. Для проверки выбирают положение точки B толкателя, в которой значения и имеют значения определенные и неравные нулю. В этом положении находят центр кривизны центрового (теоретического) профиля - точку С. Роль кулачка выполняет кривошип AС. Высшую кинематическую пару В заменяют звеном СВ.

Масштабы для планов скоростей и ускорений

План скоростей:

План ускорений:

Величины, полученные с плана скоростей и ускорений:

Погрешности определяются в %:

4.6 Вывод

1. Построен кулачковый механизм, радиус начальной шайбы которого , ролика , удовлетворяющий динамическим условиям .

2. Выполнение кинематических диаграмм осуществляется с погрешностью

зубчатый передача двигатель привод

Список литературы

1. К.В.Фролов Теория механизмов и машин, Москва “Высшая школа”,1987

2. Е.К.Галемин, С.М.Жданов, Л.Е.Куликова, Г.И.Насонова, Методические указания «Силовой расчет плоских механизмов», Москва, Изд. МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2004

Размещено на Allbest.ru