Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Московский государственный технический университет

имени Н.Э. Баумана

(Национальный исследовательский университет)»

(МГТУ им. Н.Э. Баумана)

Факультет «Робототехника и комплексная автоматизация»

кафедра РК 2 «Теория машин и механизмов»

Курсовая работа на тему: «Проектирование и исследование механизмов двигателя и передачи мотоцикла»

(16 - Г)

Москва, 2020



Аннотация

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование и исследование механизмов двигателя и передачи мотоцикла» содержит 43 листа машинописного текста, включающие 8 рисунков и 3 таблицы, также имеется 3 листа приложения. К записке прилагается 4 листа формата А1 на которых произведены графические построения в соответствии с данными, указанными в записке.

В записке описаны следующие этапы проектирования:

1. Проектирование основного механизма двигателя и определение его закона движения;

2. Силовой расчет основного механизма двигателя с учетом динамических нагрузок;

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма;

4. Проектирование кулачкового механизма впускного клапана;



Оглавление

Аннотация

Техническое задание

1. Проектирование основного механизма двигателя и определение его закона движения

1.1 Расчет размеров механизма

1.2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы движущих сил

1.3 Нахождение передаточных функций аналитическим методом при помощи среды Mathcad

1.4 Построение графика приведенных моментов движущих сил

1.5 Построение графика работы приведенного момента движущих сил

1.6 Построение графика приведенных моментов инерций II группы звеньев и графика кинетической энергии II группы звеньев

1.7 Построение графика кинетической энергии I группы звеньев

1.8 Определение обобщённой скорости

1.9 Построение графика угловой скорости

2. Силовой расчет основного механизма двигателя с учетом динамических нагрузок

2.1 Определение скоростей точек механизма

2.2 Определение ускорений точек механизма

2.3 Расчет сил тяжести звеньев, главных моментов и главных векторов сил инерции

2.4 Кинетостатический силовой расчет механизма

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма

3.1 Геометрические расчеты эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления

3.2 Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей

3.3 Построение станочного и зубчатого зацеплений

3.4 Проектирование планетарного зубчатого механизма

3.5 Проверка передаточного отношения планетарного механизма графическим способом

4. Проектирование кулачкового механизма

4.1 Исходные данные для проектирования

4.2 Построение кинематических диаграмм

4.3 Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом

4.4 Построение графика изменения угла давления

4.5 Построение профиля кулачка

Заключение

Список литературы

Приложение



Техническое задание

«Проектирование и исследование механизмов двигателя и передачи мотоцикла»

Краткое описание работы механизмов установки

Двигатель мотоцикла является четырёхтактным двухцилиндровым двигателем внутреннего сгорания. Схема механизмов мотоцикла представлена на рис 1-1. Основным механизмом двигателя является кривошипно0ползунный механизм. Коленчатый вал 1 с маховиком 13 расположен параллельно продольной оси мотоцикла. Коленчатый вал соединён с остальными механизмами мотоцикла муфтой сцепления.

В зависимости от положения муфты сцепления коленчатый вал двигателя может быть соединён с остальными механизмами мотоцикла или полностью отключен от них. С кривошипами ОА И OD коленчатого вала, расположенными под углом 180є соединены шатуны 2 и 4. При таком устройстве поршни 3 и 5 всегда двигаются в противоположных направлениях. Рабочий цикл в каждом цилиндре двигателя совершается за два оборота коленчатого вала.

Чередование процессов, протекающих в левом и правом цилиндрах 6 и 6', происходит следующим образом:

Таблица 1.1

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

Различают два режима работы двигателя: 1) при холостом ходе, когда муфта сцепления выключена и коленчатый вал 1 отключен от остальных механизмов мотоцикла и 2) при номинальной нагрузке (во время движения мотоцикла), когда муфта сцепления соединяет коленчатый вал 1 с остальными механизмами мотоцикла. Индикаторные диаграммы для левого и правого цилиндров при номинальной нагрузке и холостом ходе представлены на рис. 1 - 2 а и б соответственно. Данные для построения индикаторных диаграмм приведены в таблице 16-2.

Механизм газораспределения состоит из четырех кулачков 8 (рис. 1-1), закреплённых на распределительном валу 7, и толкателей 9, воздействующих на впускные (или выпускные) клапаны 12. Кулачковый механизм должен обеспечить заданный закон движения толкателя (рис.1-3).

Вращение распределительному валу 7 передается от коленчатого вала 1 парой зубчатых колёс 10 и 11 (с прямым зубом), передаточное отношение которой . Изменение скоростей движения мотоцикла производится с помощью коробки передач. Схема планетарного редуктора коробки передач приведена на рис. 1-4.

При проектировании и исследовании механизмов мотоцикла считать известными параметры, приведенные в таблице 1 - 2.

Рис. 1 - 1. Схема расположения механизмов двигателя мотоцикла

Рис. 1 - 2. Закон изменения ускорения толкателя

Рис. 1 - 3. Индикаторные диаграммы двигателя

Рис 1 - 4. Схема планетарного редуктора коробки передач



Таблица 1-2 Исходные данные

№	Параметр	Обозначение	Единица измерения	Числовые значения
1	Средняя скорость поршня		м/с	11.8
2	Отношение длин шатуна к длине кривошипа		-	3.5
3	Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к общей длине шатуна		-	0.29
4	Диаметр цилиндра	d	м	0.068
5	Число оборотов коленчатого вала при номинальной нагрузке		об/мин	5000
6	Число оборотов коленчатого вала при холостом ходе		об/мин	1500
7	Максимальное давление в цилиндре двигателя при номинальной нагрузке		кг/	29.2
8	Максимальное давление в цилиндре двигателя при холостом ходе		кг/	11.0
9	Вес шатуна		кг	0.30
10	Вес поршня		кг	0.30
11	Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его центр тяжести		кгм	0.00011
12	Момент инерции коленчатого вала (без маховика)		кгм	0.0005
13	Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала при холостом ходе двигателя		-
14	Угловая координата кривошипа для силового расчёта (рис.1 -1)		град	30
15	Эффективная мощность двигателя при номинальной нагрузке		л. с.	17.0
16	Механический КПД двигателя	з	-	0.83
17	Приведённые к коленчатому валу момент инерции трансмиссии и момент инерции ведущего колеса мотоцикла		Кгм	0.012
18	Ход толкателя кулачкового механизма	h	м	0.005
19	Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме		град	29
20	Угол рабочего профиля кулачка выпускного клапана		град	135
21	Угол рабочего профиля кулачка впускного клапана		град	135
22	Отношение величин ускорений толкателя		-	1.8
23	Расстояние между осями коленчатого и распределительного валов	А	мм	93
24	Модуль зубчатых колёс 10 и 11	m	мм	4.25
25	Угол наклона зуба для колёс 10 и 11	в	град	0
26	Сумма чисел зубьев колёс 10 и 11		-	39
27	Число сателлитов планетарного редуктора	K	-	3
28	Передаточное отношение планетарного редуктора		-	4.2
29	Параметры исходного контура реечного инструмента		град	20
			-	1
			-	0.25

Таблица 1-3 Давление в цилиндре двигателя в долях максимального давления в зависимости от положения рабочего поршня

Перемещение поршня в долях его хода		0	0.025	0.05	0.1	0.2	0.3
Всасывание		0.02	0	-0.02	-0.02	-0.02	-0.02
Сжатие		0.57	0.48	0.41	0.30	0.18	0.12
Расширение		0.57	1.0	0.85	0.66	0.43	0.31
Выхлоп		0.02	0.02	0.02	0.02	0.02	0.02
	0.4	0.5	0.6	0.7	0.8	0.9	1.0
Всасывание	-0.02	0.02	-0.02	-0.02	-0.02	-0.02	-0.02
Сжатие	0.083	0.053	0.028	0.008	-0.010	-0.019	-0.02
Расширение	0.23	0.18	0.14	0.115	0.095	0.066	0.03
Выхлоп	0.02	0.02	0.02	0.02	0.02	0.02	0.03



1. Проектирование основного механизма двигателя и определение его закона движения

1.1 Расчет размеров механизма

Расчет производится с целью определения основных размеров кривошипно-шатунного механизма, определения момента инерции маховых масс, обеспечивающего заданную неравномерность при установившемся режиме работы на холостом ходу.

Используется метод моделирования системы одномассной моделью. В качестве звена приведения принимается коленчатый вал двигателя (кривошип 1). мотоцикл двигатель кулачковый

Кривошип совершает один оборот за время Т полного цикла работы механизма, с:

,

Учитывая, что механизм движется с одинаковой средней скоростью в прямом и обратном направлениях, найдем рабочий ход ползуна:

,

Для центрального кривошипно-ползунного механизма, тогда для кривошипа :

,

А длина шатуна :

,

Положения центров масс:

,

Для вычерчивания схемы механизма был выбран масштаб:

,

Отметим, что ; ; .

1.2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы движущих сил

Выбранный масштаб для индикаторной диаграммы:

,

Индикаторная диаграмма построена по заданной таблице значений давления в цилиндре двигателя в зависимости от положения рабочего поршня. В приведённой таблице 1 - 3 указаны значения давления в долях и МПа в зависимости от относительного хода поршня.

Находим площадь поршней

Силу давления поршня получаем произведением площади поршня на давление. Силой, действующей на поршень при всасывании и выхлопе, пренебрегаем. На графике приведена зависимость силы давления на поршень в зависимости от обобщенной координаты ц.

рис. 1.5.

1.3 Нахождение передаточных функций аналитическим методом при помощи среды Mathcad

Направление вращения кривошипа задаётся аналогом его угловой скорости ; обобщенная координата ц ? [0, 4р]; начальное значение обобщенной координаты . Функции положения рассчитываются методом замкнутых векторных контуров, кинематические аналоги определяются численным дифференцированием функций положения.

Первичный механизм:

,

Точка А:

,

Точка D:

,

Группа Ассура 1 ВВП (2 кл., 2 гр.)

,

Группа Ассура 2 ВВП (2 кл., 2 гр.)

,

Вспомогательные контуры:

,

,

,

,

Линейные аналоги скоростей:

,

,

,

,

,

,

,

,

Полученный график аналогов линейных скоростей, приведен ниже:

рис. 1.6

Угловые аналоги скоростей:

,

,

Полученный график аналогов угловых скоростей, приведен ниже:

рис. 1.6.1.

Масштаб по оси абсцисс:

,

1.4 Построение графика приведенных моментов движущих сил

В соответствии с определением приведенного момента вычисляется приведенный к кривошипу момент движущих сил. На графическом листе 1 приведены графики приведенного момента правой и левой ветвей двигателя, момент сопротивления и суммарный приведенный момент. Так же дана схема одномассовой модели.

,

,

,

,

Приведенный движущий момент:

,

Приведенный момент сопротивления:

,

По результатам расчёта строится график М(f) для приведённых моментов в левой и правой частях двигателя, для момента сопротивления и действующего приведённого момента.

,

Для графика приведенных моментов был выбран масштаб по оси ординат:

,

Базой для графика был выбран отрезок в 263.115 мм, откуда был получен масштаб по оси абсцисс с учетом того, что угол поворота кривошипа 1 за цикл равен 4р:

,

1.5 Построение графика работы приведенного момента движущих сил

График работы движущих сил был получен аналитическим способов в среде Mathcad. Рассмотрим один оборот кривошипа (цикл работы ДВС составляет два оборота). Переопределим обобщённую координату: ц ? [0, 2р].

Работа внешних сил:

,

,

,

,

Для графика работы движущих сил был выбран масштаб по оси ординат:

,

Базой для графика был выбран отрезок в 180 мм, откуда был получен масштаб по оси абсцисс.

,

1.6 Построение графика приведенных моментов инерций II группы звеньев и графика кинетической энергии II группы звеньев

Для определения приведенных моментов инерции II группы звеньев были использованы формулы, приведенные ниже, полученные из равенства кинетических энергий одномассовой динамической модели и исходного механизма.

Оба поршня, поступательный 3 и вытеснительный 5 совершают поступательное движение, следовательно, приведенные моменты инерции для них соответственно:

,

,

Шатуны 2 и 4 совершают плоскопараллельное движение, из-за чего при определении моментов инерций для них были учтены как поступательные, так и вращательные составляющие движения:

,

,

,

,

Подсчет суммарного момента инерции II группы звеньев:

,

рис. 1.7.

Для графика приведенных моментов инерций был выбран масштаб по оси ординат:

,

Базой для графика был выбран отрезок в 216 мм, откуда был получен масштаб по оси абсцисс с учетом того, что угол поворота кривошипа 1 за цикл равен 2р:

,

С учетом допущения Мерцалова () построенный график суммарного момента инерций (₁) был принят за график кинетической энергии II группы звеньев (₁), построенный в масштабе, формула для расчета которого получена из выражения для кинетической энергии вращающегося тела:

,

Средняя угловая скорость кривошипа была определена из соображения, что за одну секунду кривошип повернется на угол 2р*n₁:

,

,

1.7 Построение графика кинетической энергии I группы звеньев

Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий всех его звеньев и одновременно суммарной работе всех сил с учетом начальной кинетической энергии, откуда кинетическая энергия I группы звеньев:

,

График () был получен путем вычитания из графика соответствующих значений для каждого из положений.

Для определения длин отрезков были учтены масштабы соответствующих графиков:

,

1.8 Определение обобщённой скорости

По графику кинетической энергии I группы звеньев был рассчитан необходимый момент инерции , обеспечивающий движение главного вала механизма с заданным коэффициентом неравномерности :

,

где - наибольшее изменение кинетической энергии I группы звеньев за цикл:

,

Колебания обобщенной скорости:

,

Обобщённая скорость:

,

,

1.9 Построение графика угловой скорости

График угловой скорости () был получен при переходе от графика () с соответствующим пересчетом масштаба:

,

Расстояние от линии до оси абсцисс было определено по формуле:

,



2. Силовой расчет основного механизма двигателя с учетом динамических нагрузок

Силовой расчет механизма был произведен для положения механизма, заданного значением угловой координаты начального звена механизма . Значение было получено из соответствующих графиков:

,

Суммарный момент инерции был определен посредством сложения моментов инерции первой и второй группы звеньев:

,

Угловое ускорение начального звена было определено из дифференциального уравнения движения:

,

Сила, действующая на поршень в заданном положении:

,

2.1 Определение скоростей точек механизма

Выбранный масштаб для схемы механизма:

,

Скорость совпадающих точек B и D:

,

Масштаб плана скоростей был выбран равным:

,

Скорость точки B из уравнения скорости для точки, совершающей сложное движение:

,

Аналогично для точки F:

,

Скорости точек S₂ и S₄ были найдены методом пропорционального деления:

, где ,

, где ,

Из построения было найдено:

,

,

,

,

Угловые скорости 2 и 4 звеньев соответственно:

,

,

2.2 Определение ускорений точек механизма

Ускорение точки B первого звена состоит из нормального и касательного:

,

,

,

Направления векторов известны: - к центру кривизны траектории движения точки А, - перпендикулярно радиус вектору из центра кривизны.

Масштаб для плана ускорений:

,

Ускорение точки C из уравнения ускорения для точки, совершающей сложное движение (при отсутствии кориолисовой составляющей):

,

где , так как траекторией точки C является прямая;

,

Аналогично для точки F:

,

где , так как траекторией точки F является прямая;

,

Ускорения точек S₂ и S₄, как и в случае со скоростями, были найдены по методу пропорционального деления. Графически были найдены:

,

,

,

,

,

По величинам и были посчитаны соответственно угловые ускорения звеньев 2 и 4:

,

,

2.3 Расчет сил тяжести звеньев, главных моментов и главных векторов сил инерции

Силы тяжести, действующие на соответствующие звенья механизма:

,

,

,

,

,

Согласно принципу Даламбера, вектора сил инерции направлены в сторону, противоположную соответствующему ускорению, а их значения:

,

,

,

,

,

Моменты сил инерции направлены в сторону, противоположную соответствующему угловому ускорению, а их значения равны:

,

,

,

,

2.4 Кинетостатический силовой расчет механизма

Кинетостатический расчет механизма был произведен графоаналитическим способом при использовании алгебраических уравнений моментов сил и векторных уравнений сил, приложенных к звеньям механизма. Для определения неизвестных силовых факторов механизм был расчленен на отдельные звенья.

Была рассмотрена траверса рабочего поршня 3, на который действует движущая сила . Звено было приведено в статическое равновесие посредством приложения к центрам тяжести соответствующих звеньев сил инерции. Т.к. движущая сила , сила инерции и сила тяжести приложены к центру масс звена, который находится по центру.

Для рассмотренных звеньев 2, 3 составим систему линейных уравнений, сформируем матрицу А коэффициентов при неизвестных и вектор В свободных членов в среде Mathcad. Получим уравнения вида Ах=В.

Вектор свободных членов:

В(ц)=,

Матрица коэффициентов:

,

А(ц)=,

После ряда вычислений получаем искомые значения величин R (H), M (H*м):

,

,

,

,

Построим теперь план сил в масштабе:

,

Для рассмотренных звеньев 4, 5 так же составим систему линейных уравнений, сформируем матрицу А коэффициентов при неизвестных и вектор В свободных членов в среде Mathcad. Получим уравнения вида Ах=В.

Вектор свободных членов:

В(ц)=,

Матрица коэффициентов:

,

А(ц)=,

После ряда вычислений получаем искомые значения величин R (H), M (H*м):

,

,

,

,

Построим теперь план сил в масштабе:

,

Для нахождения момента сопротивления было рассмотрено равновесие начального звена, и записано для него уравнение моментов относительно точки А. Как и прежде составим систему линейных уравнений, сформируем матрицу А коэффициентов при неизвестных и вектор В свободных членов в среде Mathcad. Получим уравнения вида Ах=В.

Вектор свободных членов:

В(ц)=

Матрица коэффициентов:

А(ц)=

После ряда вычислений получаем искомые значения величин R (H), M (H*м), где - момент сопротивления .

,

,

,

Построим теперь план сил в масштабе:

,



3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма

3.1 Геометрические расчеты эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления

Расчет геометрии зацепления был проведен на ЭВМ с помощью программы ZUB (приложение 1). В данной программе расчет геометрических размеров зубчатых колес и параметров зацепления проводится по следующим зависимостям.

1. Угол профиля:

,

2. Шаг:

,

3. Модуль зацепления зубьев:

,

4. Коэффициент высоты головки зуба:

,

5. Коэффициент радиального зазора:

.

Размеры зубчатых колёс и параметры зацепления:

1. Радиусы делительных окружностей:

,

2. Радиусы основных окружностей:

,

3. Минимальные коэффициенты смещения:

,

,

4. Угол зацепления:

,

5. Коэффициент воспрещаемого смещения:

,

6. Коэффициент уравнительного смещения:

,

7. Радиусы начальных окружностей:

,

8. Межосевое расстояние:

,

9. Радиусы окружностей вершин:

,

10. Радиусы окружностей впадин:

,

11. Высота зубьев колес:

,

12. Толщины зубьев по дугам длительных окружностей:

,

13. Толщины зубьев по дугам окружностей вершин:

,

,

14. Толщина зуба исходного производящего контура:

,

15. Шаг зубьев рейки:

,

16. Радиус скругления основания головки зуба ИПК:

,

Качественные показатели зубчатой передачи:

1. Коэффициенты скольжения:

,

2. Коэффициенты удельного давления:

;

3. Коэффициенты торцевого смещения:



3.2 Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей

Необходимо учитывать общие рекомендации по выбору коэффициентов смещения x₁ и x₂:

проектируемая передача не должна заклинивать;

коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого ();

зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны, и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой ().

Значения коэффициентов x₁ и x₂ должны быть такими, чтобы предотвратить все перечисленные явления. Расчетные коэффициенты смещения должны быть выбраны так, чтобы не было подрезания и заострения зубьев. Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем, а отсутствие заострения - при максимальном значении коэффициента смещения, следовательно, должно выполняться неравенство

,

Максимальный коэффициент смещения определяется построением. Для этого на предварительно построенной диаграмме качественных показателей зубчатой передачи проводится линия до пересечения с кривой. Точка их пересечения дает значения по. Таким образом, определяется зона «подрезания-заострения».

По ГОСТ был принят минимальный коэффициент торцевого перекрытия , что дало область дозволенных решений по , которая уже, чем зона «подрезания-заострения».

Для средненагруженных передач можно уменьшить износ подбором коэффициентов смещения. Для этого необходимо выбирать значения таким, чтобы получить значения и либо равными, либо такими, чтобы наибольшие значения коэффициентов скольжения были пропорциональны твердостям материала зубьев колес.

Учитывая все ранее сказанное, принимаем по ГОСТ значения , .

3.3 Построение станочного и зубчатого зацеплений

Масштаб на чертеже:

На графическом листе 3 приведено построение станочного зацепления и передачи, а также графики качественных показателей зубчатой передачи в функции смещения исходного производящего контура.

Профиль зуба шестерни образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает реальный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура, а переходная кривая профиля зуба - закругленным участком.

Для построения станочного зацепления был использован метод обращенного движения. Шестерня рассматривалась как неподвижное звено. Рейка, совершая сложное движение, обкатывает шестерню.

Для построения профиля зуба колеса был использован способ образования эвольвенты при перекатывании производящей прямой по основной окружности.

Для указанных построений поставлены основные размеры.

На чертежах зубчатого и станочного зацеплений показаны активные участки зубьев, нагруженные контактными напряжениями.



3.4 Проектирование планетарного зубчатого механизма

При кинематическом синтезе планетарной зубчатой передачи решаются задачи подбора таких чисел зубьев ее колес, которые будут удовлетворять условиям:

· Выполнение заданного передаточного отношения;

· Отсутствия заклинивания передачи, среза и подреза профилей зубьев колес;

· Соосность входного и выходного валов;

· Соседства;

· Сборки;

Первые три условия являются общими требованиями синтеза любой планетарной передачи. Остальные - это условия, диктуемые особенностями кинематических схем планетарных механизмов.

Передаточное отношение зубчатого зацепления:

,

,

,

Отсюда передаточное отношение редуктора:

,

Т.к. проектируемый механизм является мультипликатором:

,

Число сателлитов k = 3;

Параметры колес

Колеса нулевые.

Уравнение передаточного отношения:

,

,

Необходимо выполнение условия:

· для колес с внешними зубьями Z Z_min=18;

· для колес с внутренними зубьями Z Z_min=85;

Пусть Z₁=30, тогда Z₃=96 (так как U_3-1=4.2).

Уравнение соосности:

,

Т.к. :

,

,

Радиусы делительных окружностей:

,

,

,

Условие соседства:

,

,

,

Условие соседства выполнено.

Условие сборки:

,

,

при p = 0, следовательно условие сборки выполняется.

3.5 Проверка передаточного отношения планетарного механизма графическим способом

Задаётся отрезок , изображающий линейную скорость точки . Так как колёса вращаются вокруг оси , то закон распеределения линейных скоростей изображён линией, проходящей через точки и .

Второе колесо имеет в точке А точно такую же скорость. Следовательно, в точке С блок сателлит 2 имеет МЦС в абсолютном движении. Поэтому закон распределения линейных скоростей по сателлиту изображён линией, проходящей через точки С и .

В точке В сателлит имеет скорость, которая изображена отрезком . В точке В водило имеет такую же линейную скорость. Водило вращается вокруг . Поэтому закон распределения линейных скоростей по водилу изображается линией, проходящей через точки и . Углы ш₁ и ш_Н отложены в одну сторону от вертикали, т.е. входное и выходное звенья вращаются в одну сторону.

,

Т.е. планетарный механизм спроектирован правильно.



4. Проектирование кулачкового механизма

4.1 Исходные данные для проектирования

Заданы:

· закон изменения ускорения толкателя ;

· рабочий угол кулачка впускного клапана ;

· Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме [] = ;

· Ход толкателя h = 0.005 м;

4.2 Построение кинематических диаграмм

Связь между кинематическими параметрами толкателя определяется известными соотношениями кинематики:

,

При работе над листом все три графика были расположены один под другим на одинаковой базе по оси абсцисс b = 200 мм.

Масштаб по оси ц:

,

Путем графического интегрирования диаграммы второй передаточной функции толкателя была построена диаграмма первой передаточной функции толкателя. Был выбран горизонтальный отрезок интегрирования ОК₁ = 31.98 мм. База графика была разбита на 9 отрезков, на каждом из которых была заменена на из учета равенства трапеции и соответствующего прямоугольника. Ординаты сносились на вертикальную ось и соединялись лучами с началом отрезка интегрирования ОК₁, которые последовательно были перенесены на соответствующие участки интегрирования, в следствие чего была получена ломаная линия, являющаяся функцией ().

Аналогичным способом была получена диаграмма перемещений толкателя.

Масштаб перемещения точки B:

,

Масштаб графика первой передаточной функции:

,

Масштаб графика второй передаточной функции:

,

4.3 Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом

Основные размеры механизма были определены с помощью построения графика зависимости .

Была задана система координат, в которой ось абсцисс соответствует первой передаточной функции , а ось ординат перемещениям толкателя . Масштабы по обоим осям координат равны:

,

По оси были отложены точки, соответствующие перемещению толкателя. От полученных точек перпендикулярно линии перемещения толкателя были отложены отрезки первой передаточной функции. Длины отрезков, изображающие перемещение толкателя, равны:

,

,

В точках, соответствующих максимуму передаточной функции, были построены прямые под углом [] = к вертикали. Область, находящаяся одновременно ниже обоих прямых, является областью допустимых положений оси вращения кулачка (ОДР) - вращение кулачка реверсивное, допустимые углы давления при удалении и сближении одинаковы. Наименьшим радиусом центрового профиля является расстояние от точки пересечения прямых O₁ до начала координат. С учетом масштаба:

,

Радиус ролика был выбран из конструктивных соображений:

,

,

4.4 Построение графика изменения угла давления

Были построены прямые, проходящие через O₁ и точки 1-13 на графике кинематических отношений, и измерены углы между этими линиями и вертикалями. Полученные углы были отложены на графике изменения угла давления в масштабе:

,

Значения углов сведены в таблицу:

Таблица 4.1.

Положение	1	2	3	4	5	6	7	8	9
	0	11.34	21.28	29	23.26	18.14	13.24	8.48	4.22

4.5 Построение профиля кулачка

Для построения кулачка был выбран масштаб:

,

Были построены две концентричные окружности радиусами с центрами в точке O₁:

,

,

Т.к. кулачок центральный, на окружности радиусом была отложена дуга , которая затем была разделена на 18 равных частей. В каждой из позиций 1,2… было проведено положение оси толкателя в обращенном движении. В каждой из позиций от точек 1,2,3… было отложено перемещение точки толкателя вдоль его оси, взятое с графика перемещений с учетом масштабов. При соединении полученных точек плавной кривой, был получен теоретический (центровой) профиль кулачка.

Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка был построен эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Профиль был получен как огибающая к окружностям, проведенным из точек 1-18 центрового профиля радиусом ролика.



Заключение

1. В ходе первого этапа проектирования были определены основные размеры двигателя мотоцикла, составившие:

,

По рассчитанному приведенному моменту сил сопротивления был определен необходимый момент инерции маховых масс , обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности .

2. На втором этапе проектирования было определено угловое ускорение звена приведения по уравнению движения в дифференциальной форме

3. , что позволило рассчитать кинематику механизма. Полученные в результате расчета линейные ускорения центров тяжести и угловые ускорения звеньев:

,

,

,

По рассчитанной кинематике методом кинетостатики были определены реакции в кинематических парах и момент сил сопротивления, погрешность вычисления которого составила 0.48 %.

,

,

4. На третьем этапе проведен геометрический расчет эвольвентной зубчатой передачи и построена схема станочного зацепления и зубчатой передачи с заданными числами зубьев и коэффициентом смещения шестерни. Далее, по отношению частот вращения вала генератора и коленчатого вала и количеству сателлитов, был произведен выбор числа зубьев колес проектируемого планетарного однорядного мультипликатора с передаточным отношением с и числами зубьев

.

На последнем этапе проектирования по заданной диаграмме первой передаточной функции толкателя, были получены диаграммы второй передаточной функции и перемещения толкателя. Графическим методом определен радиус начальной шайбы кулачка , а затем выбран радиус ролика толкателя . По этим размерам были построены центровой и конструктивный профили кулачка, в каждой точке которого угол давления не превысил допустимый, что было подтверждено диаграммой угла давления.

Список литературы

1. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов / К.В.Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В.Фролова.- М.: Высш. шк., 1987. - 496 с.; ил.

2. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие / под ред. Г.А. Тимофеева. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им Н.Э. Баумана, 2012 - 169, [3] с.: ил.

3. Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов / под ред. Т.А. Архангельской, ? М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. - 60 с., ил.

4. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ. Учеб. пособие / Под ред. Г.А.Тимофеева, ? М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. - 60 с., ил.

5. Силовой расчет механизмов: Учебное пособие / Д.М. Лукичев, Г.А. Тимофеев, И.Н. Ермакова, А.В. Яминский; Под ред. К.В. Фролов. - Изд-во МГТУ, 1991. - 78 с., ил.



Приложение

Таблица идентификаторов программы ZUB.EXE и результаты расчета

Идентификатор	Обозначение	Величина	Единица измерения
r1, r2		Радиусы делительных окружностей	мм
rb1, rb2		Радиусы основных окружностей	мм
pt		Шаг торцовый	мм
mt		Модуль торцовый	мм
hat		Коэффициент высоты головки исходного контура	-
ct		Коэффициент радиального зазора в торцовом сечении	-
alft		Главный угол профиля исходного контура в торцовом сечении	град
ro		Радиус кривизны переходной кривой	мм
p1x, p2x		Шаги по хордам делительных окружностей	мм
zmint		Наименьшее число зубьев без смещения	-
xmint1, xmint2		Наименьшие коэффициенты смещения исходного производящего контура	-
so		Толщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой	мм
x1, x2		Коэффициенты смещения исходного производящего контура	-
y		Коэффициент воспринимаемого смещения	-
dy		Коэффициент уравнительного смещения	-
rw1, rw2		Радиусы начальных окружностей	мм
aw		Межосевое расстояние передачи	мм
ra1, ra2		Радиусы окружностей вершин	мм
rf1, rf2		Радиусы окружностей впадин	мм
h		Высота зубьев колес	мм
s1, s2		Толщина зубьев по дуге делительных окружностей	мм
alfwt		Угол зацепления передачи	град
sa1, sa2		Толщина зубьев по дугам окружностей вершин	мм
ealf		Коэффициент торцового перекрытия	-
egam		Суммарный коэффициент перекрытия	-
lam1, lam2		Коэффициенты скольжения	-
teta		Коэффициент удельного давления	-

Результаты расчёта

Размещено на Allbest.ru