Дослідження та проектування механізмів транспортної енергетичної установки з двигуном внутрішнього згорання

циліндричний передача кулачковий зубчатий

Основним завданням силового розрахунку механізму є визначення реакцій у кінематичних парах та зрівноважувальної сили або зрівноважувального моменту. У першому наближенні силовий розрахунок виконується без урахування сили тертя. Силовий розрахунок механізму, що розглядається, виконується кінетостатичним методом, в основі якого лежить принцип Д'Аламбера: якщо до зовнішніх сил, що діють на механічну систему, умовно додати сили інерції,то таку механічну систему можливо розглядати як таку,що знаходиться у стані умовної рівноваги. Цей метод є формальним математичним прийомом,що дозволяє записати рівняння рівноваги для визначення невідомих реакцій у кінематичних парах механізму. В загальному випадку, якщо ланка здійснює плоско-паралельний рух, сили інерції зводяться до головного вектора сил інерції F_i, прикладеного у центрі мас ланки і головного моменту сил інерції М_і.

Головний вектор сил інерції F_i має напрямок,протилежний вектору прискорення центра мас а_s.

,(1.18)

де m=G/g- маса ланки;

G - вага ланки,

g - прискорення вільного падіння, g=9,81 м/с²

Головний момент сил інерції обчислюємо наступним чином:

, (1.19)

деI_S - момент інерції ланки відносно центра мас.

Для ланок з постійним поперечним перерізом:

I_S2=ml /12 (1.20)

деl - довжина ланки.

Визначаємо інерційні навантаження для ланок кривошипно-шатунного механізму.

m₂=G₂/g (1.21)

m₂= 4,6/9,81 = 0,47 кг

Відповідно для ланки 3 отримуємо:

m₃= 3,6/9,81 = 0,367 кг

(1.22)

I_S2 = (0,47*0,147²)/12=0,00085 кгм²

F_i2=m₂a_S2 (1.23)

F_i3=m₃a_B (1.24)

M_i2=I_S2E₂ (1.25)

(1.26)

Силовий розрахунок починаємо зі структурної групи 2-3. Для цього будуємо у масштабі план групи і прикладаємо до ланок групи сили ваги , сили і момент сил інерції Дію відкинутих ланок замінюємо реакціями і . Реакцію розкладаємо на нормальну R, що направлена по ланці АВ і тангенційну R, направлену перпендикулярно ланці АВ, складові.

Для визначення складової R складаємо рівняння рівноваги :

(1.27)

Плечі сил визначаємо шляхом вимірювання на кресленні в міліметрах.

Для спрощення подальших розрахунків рекомендується при побудові плану сил досліджуваної групи спочатку відкладати вектори сил, що діють на ланку 2, а потім на ланку 3.При складанні рівняння рівноваги необхідно починати і закінчувати невідомими складовими. З урахуванням вищезгаданого рівняння рівноваги сил, що діють на групу 2-3, запишемо в такому вигляді:

=0(1.28)

У відповідності до наведеного рівняння будуємо план сил, починаючи з відомої складової послідовно відкладаючи усі сили в масштабі =81,9 Н/мм

Повну реакцію в шарнірі А отримаємо шляхом геометричного складання нормальної і тангенційної складових

Переходимо до силового розрахунку початкової ланки. На ланку діють дві реакції = та .

З умов рівноваги =. Реакції і утворюють пару, момент якої повинен бути зрівноваженим моментом М_зр, що прикладений з боку робочої машини, тому що привод робочої машини у відповідності до завдання здійснюється через муфту. Таким чином,

Отримані результати силового розрахунку зведені в таблиці 1.3

, (1.29)

де - плече пари сил, взяте з рисунка в натуральну величину в метрах.

М_зр = 3816,730*0,23 = 877,8 Нм.

Таблиця 1.3 - Силовий розрахунок механізму

2. Синтез зубчатого зачеплення

Розділ курсового проекту, в якому розв'язується задача проектування прямозубої передачі, передбачає виконання таких робіт:

- проведення проектувального розрахунку для визначення основних параметрів зубчатих коліс, зубчатої передачі і показників якості зубчатої передачі;

- аналіз умов роботи зубчатої передачі за одержаними значеннями показників якості;

- побудування схеми з відображенням трьох зубців кожного зубчатого колеса, що знаходяться в зачепленні, та основних елементів геометрії евольвентного зачеплення (теоретичної та робочої лінії зачеплення, робочого профілю зубця, початкових дуг зачеплення).

Об'єктом проектування є додатна зубчата передача.

В курсовому проектуванні приймається нарізання прямозубих коліс червячними фрезами з рейковим вихідним контуром, який має такі параметри: модуль зубців за завданням; кут похилу профілю зубця вхідного контуру ₀=20⁰, коефіцієнт висоту зубця h_a=1,0; коефіцієнт радіального зазору с=0,25.

Вихідні дані:

Вихідний контур зубонарізного інструменту - рейковий.

Модуль зубців m = 4 мм.

Кут вихідного контуру б₀ = 20^о.

Коефіцієнт висоти голівки зуба h*_а = 1,00.

Коефіцієнт радіального зазору с* = 0,25.

Число зубів зубчатих коліс: Z₁ = 19; Z₂=29.

Геометричний розрахунок:

Вибираються коефіцієнти зміщення: Х₁ = 0,997; Х₂ = 0,578.

Для заданих вихідних даних визначимо кут зачеплення передачі за величиною його інволюти.

Для 0^о = invб₀ = 0,014904.

inv б_w = invб₀ + (2.1)

inv б_w = 0,014904 + 2Ч1,575Ч0,364/50= 0,03784.

б_w = 26^о55^/

Ділильна міжосьова відстань, мм:

а = (2.2)

а = 4Ч48/2= 120 мм.

Міжосьову відстань, мм:

a_w= a (2.3)

a_w= 120 Ч = 125,5 мм.

Коефіцієнт зміщення:

y = (2.4)

y = (125,5-120)/4 = 1,1.

Визначити коефіцієнт зрівняльного зміщення:

y = x - y (2.5)

y = 1,575 - 1,1 = 0,475.

Обчислити радіуси ділильних кіл, мм :

r_1,2= (2.6)

r₁= 5Ч19/2 = 47,5 мм;

r₂= 5Ч29/2 = 72,5 мм.

Визначити радіуси основних кіл, мм:

r_{b 1,2} = (2.7)

r_{b 1} = 5Ч19/20,9397= 44,6мм;

r_{b 2=} 5Ч29/2Ч0,9397= 68,2 мм.

Визначити радіуси початкових кіл, мм:

r _{w 1,2} = (2.8)

r_{w 1} = 5Ч19/2Ч0,9397/0,8988= 49,7 мм;

r_{w 2} = 5Ч29/2Ч0,9397/0,8988= 75,8 мм.

Визначити радіуси кіл вершин, мм:

r_{a 1,2} = ()m (2.9)

r_{a 1} = (19/2+1,0+0,997-0,475)4 = 55,1 мм;

r_{a 2} = (29/2+1,0+0,578-0,475)4 = 78 мм.

Визначити висоту зуба, мм:

r_{f 1,2} = ()m (2.10)

r_{f 1} = (19/2+1,0+0,997-0,25)4 = 46,2 мм;

r_{f 2} = (29/2+1,0+0,578-0,25)4 = 69,14 мм.

Висота зуба:

h = (2) m (2.11)

h = (21 +0,25-0,475)5 = 8,9 мм.

Перевірити розрахунок за формулою:

h_1,2 = r_{a 1,2} - r_{f 1,2} (2.12)

h₁=55,1 - 46,2 = 8,9мм;

h₂ =78 - 69,14 = 8,9 мм.

Знайти коловий ділильний крок:

p = (2.13)

p = 3,14? 5= 15,7.

Товщина зубців за дугою кола вершин:

S_{1, 2} = ()m (2.14)

S₁ = (3,14/2+2Ч0,997Ч0,364)5= 11,48 мм ;

S₂ = (3,14/2+2Ч0,578Ч0,364)5 = 9,95 мм.

Значення евольвентних функцій відносно кута :

cos= (2.15)

cos = 44,6/55,1= 0,805, = 35°57, inv = 0,096698;

cos = 68,2/78= 0,874, = 29°03, inv= 0,05478.

Товщина зуба:

S_a1,2 = m (2.16)

S_a1 = 5 0,9397/0,8[1,57+2Ч0,997Ч0,364-19(0,09669-0,014904)] = 2,6 мм;

S_a2 = 50,9397/0,8[1,57+2Ч0,578Ч0,364-29(0,05473-0,014904] =4,1 мм.

Перевірити на відсутність загострення зубців S_{a 1, 2} 0,2 m виконується (0,2m = 0,8 мм).

Товщина зубців за дугою початкового кола:

S_w1,2 = m (2.17)

S_w1=50,9397/0,8988[1,57+2Ч0,997Ч0,364-19(0,03784-0,014904)] = 9,7мм;

S_w2 = 50,9397/0,8988[1,57+2Ч0,578Ч0,364-29(0,03784-0,014904] = 6,9 мм.

Товщина зубців за дугою основного кола:

S_b1,2 = m (2.18)

S_b1 = 50,9397[1,57+2Ч0,997Ч0,364+19Ч0,014904] = 12,1 мм;

S_b2 = 50,9397 [1,57+2Ч0,578Ч0,364+29Ч0,014904] = 11,4 мм.

Розрахунок коефіцієнта перекриття:

(2.19)

1,1 1,2,

= 19/6,28(0,78-0,495)+29/6,28(0,559-0,495)= 1,1494.

На вільному місці схеми будується діаграма питомих ковзань на зубцях першого ₁ і другого ₂ коліс для різних точок ліній зачеплення N₁ N_2.

Значення ₁ і ₂ можна визначити за формулами

(2.20)

(2.21)

де передаточне відношення зубчатої передачі, ,

Таблиця 1.4 - Значення питомих ковзань на зубцях

3. Проектування кулачкового механізму

Метою даного розділу у рамках курсового проекту є одержання профілю кулачка, який би забезпечив потрібні закони поступального руху роликового штовхача.

До складу кулачкового механізму входять чотири рухомі ланки: 1-кулачок, 2-ролик, 3-штовхач, 4-стояк, які утворюють чотири кінематичні пари (рисунок 2).

Рисунок 2 - План кулачкового механізму

При чому кінематичні пари І,ІІ,ІІІє нижчими парами 5 класу, а кінематична пара ІVвищою парою 4 класу.

Таким чином, кількість рухомих ланок n=3, кількість кінематичних пар 5 класу Р₅=3, кількість кінематичних пар 4 класу Р₄=1.Ступінь рухомості визначається за формулою Чебишева.

W=3*3-2*3-1=2 (3.1)

При чому один ступінь рухомості основний (рух штовхача за стояком), а другий - місцевий (обертання ролика відносно осі), який не впливає на основний рух.

Згідно робочого завдання, закон прискорень штовхача є синусоїдним, який обуновлює безударний характер роботи механізму.

Розрахунок кінематичних параметрів виконано за такими формулами:

a=b· sin (kц)щІ, м/сІ (3.2)

v=b/k[1- cos(kц)]щІ, м/с (3.3)

s=b/kІ[ц-1/k·sin(kц)]·1000, мм (3.4)

де щ - кутова швидкість обертання кулачка; коефіцієнти k=2р/цв, b=Smax·k/1000цвв

Підставляючи у наведені формули поточні значення кута оберту кулачка з певним кроком змінення Дц ( рекомендація Дц=5°), виконано розрахунок відповідних значень кінематичних характеристик кута віддалення цв. При цьому всі кутові величини у всіх формулах враховані в радіанах.

Визначення геометричних параметрів кулачкового механізму (радіусу початкового кола теоретичного профілю кулачка Ro, радіусу ролика штовхача с) виконано з урахуванням обмеження за найбільшим кутом тиску вmax. При цьому для синусоїдального закону

Ro=2000S max( 2/tgв maxцв-0,5), мм ( 3.5 )

Список використаної літератури

1 Теория механизмов и машин/Под. ред.К. В. Фролов. - М.: Высшая школа, 1987.-496с.

2 Методичне забеспечення синтезу зубчатих та кулачкових механізмів у курсовому проектуванні з дисциплін “Теория механізмів і машин” і “Прикладна механіка ” для студентів всіх форм навчання/ В.І. Мороз, О.В. Братченко,В.К.Євтушенко. - Харків: УкрДАЗТ, 2000.-38с.

3 Методичне забеспечення синтезу важільних механізмів у курсовому проектуванні з дисциплін “Теория механізмів і машин” і “Прикладна механіка ” для студентів всіх форм навчання/ В.І. Мороз, О.В. Братченко,В.К.Євтушенко. - Харків: УкрДАЗТ, 2003.-30с

Размещено на Allbest.ru