Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Белорусский Национальный Технический Университет
Кафедра “Теория механизмов и машин”
К у р с о в о й п р о е к т
На тему: “ Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания автономной электроустановки ”
Разработал: Терентьев А.В.
115129 учебная группа
Руководитель: Акулич В.К.
Минск 2011
Рис. 1
Рис. 1
|
Углы поворота кривошипа |
00 1000 1800 2400 3600 |
||||
|
Рычажный механизм двигателя |
Движение поршня влево |
Движение поршня вправо |
|||
|
Сгорание (cz) и расширение (zb) |
Выхлоп и продувка (bda) |
Сжатие (ac) |
|||
|
Кулачковый механизм |
Ближнее стояние (б.с.) |
y=700 |
д.с=100 |
b = 600 |
Ближнее стояние (б.с.) |
|
Вар. |
LAB, м |
VВср, м/с |
n1, об/мин |
, МПа |
Iэ, Кг * м2 |
nэ, об/мин |
h, м |
K |
|
2 |
0,21 |
7,0 |
2100 |
14,5 |
0,01 |
8610 |
0,08 |
4 |
На рис.1 изображены:
Двухтактный двигатель внутреннего сгорания приводит в движение электрогенератор, вырабатывающий электрический ток.
Кривошипно-ползунный механизм двигателя, состоящий из кривошипа – 1, шатуна – 2 и ползуна (поршня) – 3,осуществляет преобразование возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение кривошипного (коленчатого) вала. Рабочий цикл в цилиндре двигателя совершается за один оборот кривошипа. Изменение давления в цилиндре в зависимости от положения поршня показано на индикаторной диаграмме.
Кулачковый механизм осуществляет управление выхлопным клапаном, через который происходит очистка цилиндра от продуктов сгорания топлива. Движение от кривошипа на вал электрогенератора передаётся через повышающий планетарный механизм.
Исходные данные: lAB – длина шатуна, VВ ср – средняя скорость поршня за один оборот кривошипа, n1–частота вращения кривошипа, Рmax – максимальное давление в цилиндре, Iэ – момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу электрогенератора,nэ–частота вращения вала электрогенератора,h–ход толкателя в кулачковом механизме,k–число сателлитов в планетарном механизме, индикаторная диаграмма, закон движения толкателя, циклограмма механизмов.
Динамический синтез машины по коэффициенту неравномерности движения δ состоит в определении такой величины постоянной составляющей приведенного момента инерции IпI при которой колебание скорости звена приведения не выходят за пределы, устанавливаемые этим коэффициентом. Обычно это достигается установкой дополнительной вращающейся массы, выполняемой в виде маховика. Динамический анализ машины состоит в определении законов движения в виде: ω1(φ1) и ε1(φ2) при полученном значении IпI.
Блок-схема машинного агрегата показана на рис.2.
Рис. 2
H=
l1= LOA = == 0,05(м)
LAS2 = 0,35*0,21=0,0735 (м)
Диаметр поршня:
dп=1,5* LOA=1,5*0,05=0,075 (м)
Масса звеньев:
m2=q* LAB=10*0,21=2,1 (кг)
m3=0,5* m2=0,5* 2,1=1,05 (кг)
m1=2* m2=2* 2,1=4,2 (кг)
Силы тяжести звеньев:
G1= m1*g=4,2*9,81=41,202 (Н)
G2= m2*g=2,1*9,81=20,601(Н)
G3= m3*g=1,05*9,81=10,301 (Н)
Моменты инерции звеньев:
IS1=0,3* m1* LOA2=0,3*4,2*0,052=0,00315(кг*м2)
IS2=0,17* m2* LAB2=0,17*2,1*0,212=0,01574 (кг*м2)
Приведенный момент инерции вращающихся звеньев (без маховика):
Средняя угловая скорость:
Рис. 3
Обобщенная координата механизма в крайнем наиболее удаленном положении поршня (рис.3) равна φ0= 00
2.3 Структурный анализ рычажного механизма.
Рис.4
Число подвижных звеньев n = 3
Число низших кинематических пар PН=4, в том числе:
- вращательные: O(0,1); А(1,2); В(2,3);
- поступательная: В(0,3).
Число степеней свободы механизма:
W = 3*n - 2*PН - PВ = 3*3 - 2*4 - 0 = 1
Механизм I класса Структурная группа II класса, 2 порядка, 2 вида
Рис.5
Формула образования механизма:
I(0,1)→II(2,3)
Механизм II класса.
2.4. Определение кинематических характеристик рычажного механизма.
2.4.1. Построение планов положений
Методом засечек строим 12 последовательных положений механизма, начиная с крайнего положения 1, в котором ϕ1=ϕ0.
Масштабный коэффициент длин: µl=0,001
Чертежные размеры звеньев механизма:
2.4.2 Аналитический метод
Расчетная схема изображена на рисунке 6
Рис.6
Рисунок 6- Расчетная схема
В результате получаем алгоритм определения кинематических характеристик, согласно которым выполняем расчет для положения i=2 (рисунок 7)
Рисунок 7- положение i=2 механизма
Рис.7
Обобщенная координата:
При вращении кривошипа против часовой стрелки
YB=0
.
Алгоритм вычислений, полученный на основании приведенного вывода, для вертикальных механизмов имеет вид:
1
*
=
2.4.3. Графический метод
Выполняем расчет аналогов скоростей для положения 2. Аналог скорости тачки А.
Масштабный коэффициент:
Отрезок изображающий :
Для построения плана аналогов скоростей используем векторные уравнения:
Где ;
;
.
Из плана скоростей находим:
(ab)=45
(pb)=30
Точку на плане находим по свойству подобия:
Из плана находим передаточные функции:
|
Параметр |
Единица измерения |
Графический метод |
Аналитический метод |
|
м |
-0,03019 |
0,03 |
|
|
- |
-0,2077 |
0,214 |
|
|
м |
-0,0268 |
0,026 |
|
|
м |
0,02814 |
0,0295 |
2.5 Определение движущих сил.
Методом засечек строим двенадцать последовательных положений механизма начиная с крайнего положения 1 в котором 1=0=900.
Масштабный коэффициент μL= 0,001
Чертежные размеры звеньев:
Заданную диаграмму привязываем к крайним положениям поршня и находим давление в цилиндре (Р).
Где – ордината индикаторной диаграммы в миллиметрах
- масштабный коэффициент
Силу, действующую на поршень 3 находим по формуле , где - площадь поршня.
Результаты определения Р и F3 приведены в таблице 1.
Таблица 1
|
№ положения |
Р, Па |
F3, Н |
|
|
|
74 |
2370000 |
-10400 |
|
|
86 |
2750000 |
-12100 |
|
|
22 |
704000 |
-3090 |
|
|
11 |
352000 |
-1550 |
|
|
5 |
160000 |
-704 |
|
|
4 |
96000 |
-422 |
|
|
0 |
0 |
0 |
|
|
0 |
0 |
0 |
|
|
0 |
0 |
0 |
|
|
2 |
64000 |
-282 |
|
|
10 |
320000 |
-1410 |
|
|
41 |
1310000 |
-5760 |
|
|
74 |
2370000 |
-10400 |
2.6 Динамическая модель машины
В движении входного звена исполнительного рычажного механизма имеют место колебания угловой скорости, основными причинами которых являются:
Чтобы учесть влияние названных причин на закон движения входного звена исполнительного механизма, составляется упрощенная динамическая модель машинного агрегата и на ее основе - математическая модель, устанавливающая функциональную взаимосвязь исследуемых параметров.
-Наиболее простой динамической моделью машинного агрегата может быть одномассовая модель, представленная на рис. 8.
Рис.8
В качестве такой модели рассматривается условное вращающееся звено - звено приведения, которое имеет момент инерции IП относительно оси вращения (приведенный момент инерции) и находится под действием момента сил Мп (приведенного момента сил). В свою очередь Мп = МПД + МПС, где - приведенный момент движущих сил; Мп - приведенный момент сил сопротивления. Кроме того, IП = IПI + IПII, где IПI - постоянная составляющая приведенного момента инерции; IПII - переменная составляющая приведенного момента инерции. В величину IПI входят собственный момент инерции кривошипа (I0), приведенные моменты инерции ротора электродвигателя и передаточного механизма (IР ДВП, IПЕР МП), а также момент инерции IМ добавочной массы
(маховика), причем необходимость установки маховика определяется на основании заданной степени неравномерности движения звена приведения.
Динамические характеристики Мп и IП должны быть такими, чтобы закон вращения звена приведения был таким же, как и у главного вала машины (кривошипа 1 основного исполнительного рычажного механизма), т.е. п = 1, ωп = ω1, εп = ε1.
Приведенный момент движущих сил определяется из равенства мощностей, согласно которому мощность момента равна сумме мощностей от движущей силы F3 и сил тяжести звеньев:
Откуда:
=-1, т.к. механизм вращается по часовой стрелке.
Приведенный момент сил сопротивления принимается постоянным и определяется из условия, что за цикл установившегося движения машины изменение кинетической энергии равно нулю.
Работа сил сопротивления
Интегрирование выполняется численным методом по способу трапеций:
– шаг интегрирования.
Т.к. работа за цикл
, то
Для положения 2:
=
Переменная составляющая момента инерции определяется из равенства кинетических энергий, согласно которому кинетическая энергия звена приведения с моментом инерции равна сумме кинетических энергий звеньев 2 и 3:
Откуда:
Производная:
Для положения 2:
В основу расчета положен метод Н.И. Мерцалова. Для определения изменения кинетической энергии машины предварительно определяем работу движущихся сил АД. Для i-го положения
,
где
Тогда .
Изменение кинетической энергии звеньев с постоянным приведенным моментом инерции равно
,
где - кинетическая энергия звеньев, создающих переменную составляющую . По методу Н.И. Мерцалова, определяется приближенно по средней угловой скорости :
Далее из полученного за цикл массива значений (рис.9) находим максимальную и минимальную величины, используя которые, вычисляем максимальный перепад кинетической энергии:
.
О
О
φ1(для TI)
ТIср
ТIср
φ1(для TI)
1 цикл
ТIb
b
a
T
TI, TI
T
ТIi
i
ТIa
Рис. 9
Тогда необходимая величина , при которой имеет место вращение звена приведения с заданным коэффициентом неравномерности δ, равна:
Момент инерции маховика определяется как
,
где - приведенный момент инерции всех вращающихся масс машины (ротора двигателя, зубчатых колес, кривошипа).
С помощью зависимости , используемой при определении постоянной составляющей приведенного момента инерции по методу Мерцалова, можно получить зависимость угловой скорости звена приведения 1(φ1).
Из рис.10 видно, что для любого положения кинетическая энергия звеньев, обладающих постоянным моментом инерции , равна
,
где .
Так как , то текущее значение угловой скорости
.
Угловое ускорение ε1 определяется из дифференциального уравнения движения звена приведения:
.
Рис.10
Схема механизма №1
Длина кривошипа l1= LOA = 0.05м
Длина шатуна l2= LAB = 0,21м
Смещение направляющих ползуна e=0 м
Координата центра масс шатуна lAS2=0,0735м
Начальная обобщенная координата φ0=0O
Направление вращения кривошипа: по часовой стрелке
Масса шатуна m2=2,1 кг
Масса ползуна m3=1,05кг
Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр
масс IS2= 0,01574 (кг*м2)
Движущие силы:
Таблица 2
|
№ положения |
F3, Н |
|
|
-10400 |
|
|
-12100 |
|
|
-3090 |
|
|
-1550 |
|
|
-704 |
|
|
-422 |
|
|
0 |
|
|
0 |
|
|
0 |
|
|
-282 |
|
|
-1410 |
|
|
-5760 |
|
|
-10400 |
Средняя угловая скорость
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа δ=0,01
Приведенный момент инерции всех вращающихся звеньев:
По результатам расчетов выполненных на ПЭВМ построены графики:
Величина
Масштабные коэффициенты и ординаты графиков для положения i=2:
Значение ординат для всех положений приведены в таблицах:
|
№ пол. |
YSB , мм |
Yi31 , мм |
Yi21 , мм |
Y , мм |
Y , мм |
|
1 |
0.0 |
0.0 |
47.62 |
62.2 |
0.23 |
|
2 |
8.2 |
60.4 |
41.54 |
95.28 |
122.0 |
|
3 |
29.5 |
97.2 |
24.34 |
148.52 |
50.13 |
|
4 |
56.0 |
100 |
0.0 |
155.0 |
26.0 |
|
5 |
79.5 |
76 |
24.34 |
116.92 |
8.8 |
|
6 |
94.8 |
39.6 |
41.54 |
77.26 |
2.6 |
|
7 |
100.0 |
0.0 |
47.62 |
62.2 |
-0.23 |
|
8 |
94.8 |
3-9.6 |
41.54 |
77.26 |
-0.2 |
|
9 |
79.5 |
-76 |
24.34 |
116.92 |
-0.15 |
|
10 |
56.0 |
-100 |
0.0 |
155.0 |
-4.7 |
|
11 |
29.5 |
-97.2 |
24.34 |
148.52 |
-22.7 |
|
12 |
8.2 |
-60.2 |
41.62 |
95.28 |
-58.0 |
|
13 |
0.0 |
0 |
47.54 |
62.2 |
0.23 |
|
№ пол. |
YАд , мм |
YΔT , мм |
YΔT1 , мм |
Δω1 , рад/с |
YΔω1, мм |
YЕ1 |
|
1 |
0.0 |
0.0 |
-15.0 |
-1,1 |
-110 |
11.0 |
|
2 |
31.6 |
16.2 |
-7.3 |
-0,76 |
-76 |
-76.4 |
|
3 |
83.17 |
43.6 |
7.8 |
-0,012 |
-12 |
-13.4 |
|
4 |
103.67 |
52.8 |
15.3 |
0,206 |
20.6 |
-36.5 |
|
5 |
112.6 |
55.0 |
26.6 |
0,692 |
69.2 |
-38.0 |
|
6 |
115.47 |
53.5 |
35.0 |
1,037 |
103.7 |
-17.2 |
|
7 |
115.83 |
50.6 |
35.6 |
1,068 |
106.8 |
11.5 |
|
8 |
115.73 |
47.5 |
28.7 |
0,777 |
77.8 |
37.0 |
|
9 |
115.67 |
44.0 |
16.0 |
0,233 |
23.3 |
50.2 |
|
10 |
114.47 |
40.34 |
2.9 |
-0,324 |
-32.4 |
35.3 |
|
11 |
107 |
33.0 |
-3.2 |
-0,582 |
-58.2 |
5.4 |
|
12 |
82.83 |
15.06 |
-8.0 |
-0,788 |
-78.8 |
27.2 |
|
13 |
63 |
0.0 |
-15.0 |
-1,091 |
-109.1 |
11.0 |
Идентификаторы:
FI- IP-
SB- DIP-
H2- MPS-
H3- AS-
HS2X- AD-
HS2Y- DT-
H2P- DTI-
H3P- W1-
H1S2X- E1-
H1S2Y-
MPS -
AS -
AD -
Из анализа результатов динамического исследования машины установлено, что:
Фактическое значение δ:
Практически совпадает с заданной величиной.
Задачами динамического анализа механизма являются:
1) определение реакций в кинематических парах;
2) определение уравновешивающего (движущего) момента, действующего на кривошипный вал со стороны привода.
При этом известен закон движения кривошипа и . Указанные задачи решаются методом кинетостатики, который состоит в том, что уравнения движения записываются в форме уравнений равновесия (статики).
Для этого к каждому подвижному звену механизма наряду с реально действующими активными силами и реакциями связей прикладываются силы инерции, после чего на основании принципа Даламбера составляются уравнения равновесия.
Расчет выполняем для положения 2, в котором:
Скорость точки А:
Принимаем масштабный коэффициент .
Тогда отрезок, изображающий равен:
Скорость точки В находим путем построения плена скоростей, согласно уравнениям:
Где ОА в сторону , .
Точку находим по свойству подобия:
Из плана скоростей находим:
Ускорение точки А:
Где направлено от точки А к точке О, в сторону .
*
Принимаем масштабный коэффициент .
Находим отрезки изображающие :
Ускорение точки В находим путем построения плана ускорений согласно уравнениям:
Где направлено от точки В к точке А, ,
Точку находим по свойству подобия:
Из плана ускорений находим:
Определяем силы и моменты сил инерции звеньев:
Силы инерции направляются противоположно ускорению центра масс, а моменты сил инерции противоположно угловым ускорениям звеньев.
Отделяем структурную группу 2 – 3:
В точке В приложим реакцию а в точке А реакцию , которая раскладывается на составляющие
⇒
, – находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия группы:
Принимаем масштабный коэффициент
Находим отрезки, изображающие известные силы:
Из плана сил находим:
60*100 == 6000
1100
Реакцию находим из уравнения равновесия звена 3:
+
Рассмотрим кривошип 1.
В точке А приложена реакция = - , а в точке О реакция , которую находят путем построения плана сил согласно уравнению равновесия:
= 0
Принимаем масштабный коэффициент
Уравновешивающий (движущий) момент находим из уравнения:
Для положения i= 2 скорости и ускорения точек и звеньев:
5,87
(
() * + * (
((
+*
=768,94
9. VS2= = 8.512
10. aS2 =
= -0.944
Силы и моменты сил инерции звеньев:
(
Расчетные схемы для силового анализа статически определимой структурной группы 2,3 и кривошипа 1 изображены на рисунках 12 и 13.
Рис.12
Рис.13
Из уравнений проекций сил на координатные оси и уравнений моментов находим реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент:
-(5830,418+3207,018+(-20140,0005))=11102,56 Н
=
=-3727,919 Н
-
-2051,3394+21,582=1708,9526 Н
-11102,56 Н
3727,919 Н
-11102,56-5830,418=-16932,978 Н
-(-3727,919)-2051,3394+21,582=1698,1616 Н
-0,048*3727,919+0,0275(-11102,56)-(-45,4089)=-438,8515 Н)
11102,56 Н
-3727,919+43,164=-3684,755 Н
11698,04 Н
Н
По результатам компьютерных расчетов построены графики ,, и годограф
Масштабный коэффициенты и ординаты графиков для положения №2:
6 Н/мм YF30 = -134 мм
40 Н/мм YF21 = = 142 мм
50 Н/мм YF23 = = 195 мм
40 Н/мм RF10 = = 142 мм
Значение ординат для всех положений приведены в табл.:
|
№ полож. |
YF30 |
YF21 |
YF23 |
RF10 |
|
1 |
2,8 |
50 |
148,8 |
49,9 |
|
2 |
-134 |
142 |
195 |
142,3 |
|
3 |
-8,2 |
73,4 |
43,4 |
74,4 |
|
4 |
-52,8 |
111,4 |
43,2 |
112,2 |
|
5 |
-71,7 |
149,3 |
45 |
150 |
|
6 |
-45,8 |
168,5 |
45,1 |
168,8 |
|
7 |
2,7 |
163,8 |
37,2 |
163,8 |
|
8 |
42,7 |
157,4 |
36,4 |
157,1 |
|
9 |
52,2 |
131,7 |
30,4 |
131,1 |
|
10 |
6,7 |
88,4 |
17,3 |
87,5 |
|
11 |
-44,7 |
78,2 |
11,3 |
77,4 |
|
12 |
13,45 |
51,6 |
67,7 |
50,8 |
|
13 |
2,8 |
50 |
148,8 |
49,9 |
Уравновешивающий момент Мур является постоянным для всех положений совпадающий со значением приведенного момента движущих сил
Сопоставление результатов расчётов для положения №2:
|
Параметр |
Единица измерения |
Графический метод |
Аналитический метод(на ПК) |
|
VB |
м/с |
7,4 |
-6,613 |
|
VS2 |
м/с |
9,4 |
8,516 |
|
рад/с |
47,6 |
45,49 |
|
|
аB |
рад/с |
-2382,98 |
|
|
aS2 |
м/с2 |
2340 |
2321,721 |
|
рад/с2 |
-5425,44 |
||
|
F30 |
Н |
1100 |
-806,157 |
|
F21 |
Н |
6100 |
5673,469 |
|
F23 |
Н |
-9600 |
9751,219 |
|
F10 |
Н |
6100 |
5691,393 |
|
Мур |
Н*м |
30,356 |
Идентификаторы:
FMU-Мур
F21-F21
F23-F23
F10-F10
B10-F10
F30-F30
F1-
W2-
VB-VB
VS-VS2
E2-
AB-ab
AS-as2
FM-МИ2
F2X-
F2Y-()
FI3-FИ3
FM1-МИ1
Задачами проектирования кулачкового механизма являются:
1.определение основных размеров из условия выпуклости профиля кулачка.
2.определение профиля кулачка обеспечивающий заданный закон движения толкателя.
4.2. Определение кинематических характеристик.
-Аналог ускорения
-Аналог скорости
-Аналог перемещения толкателя определяются следующим образом:
|
Фаза удаления |
|
|
Закон постоянного ускорения (параболический закон изменения ускорения). |
Экстремальные значения |
|
= , |
h |
|
Фаза возвращения |
|
|
Косинусоидальный закон изменения ускорения |
Экстремальные значения |
|
h |
Выполняем расчет для положения n=8 и n=21.
Положение 8 (фаза удаления). Закон постоянного ускорения (параболический закон изменения ускорения).
Положение 21(фаза возвращения). Косинусоидальный закон изменения ускорения
Максимальные значения:
Из условия выпуклости профиля кулачка минимальный радиус-вектор профиля определяется следующим образом:
,
где - минимальное значение аналога ускорения толкателя,
- перемещение толкателя в том положении, где
Диаметр тарелки толкателя:
4.4. Определение полярных координат профиля кулачка.
Полярные координаты (r,α) точек центрового профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя определяется следующим образом:
ri=+
, где
,причемм при удалении >0,
а при возвращении <0
Рис. 14
Выполняем расчет координат точек центрового профиля кулачка для положений 8 и 21.
Положение №8
r8==
Положение№21
r21==
4.5. Исходные данные для компьютерного расчёта.
Тип механизма – 3.
Вид синтеза – динамический.
Направление движения кулачка – по часовой стрелке.
Замыкание высшей пары – кинематическое.
Смещение толкателя – не задано.
Ход толкателя – h=0.08 м
Фазовые углы поворота кулачка:
Угол поворота кулачка град φу=70 град
Угол дальнего стояния φдс=10 град
Угол возвращения φв=60 град
Законы движения толкателя
При удалении – закон №1- закон постоянного ускорения (параболический закон изменения ускорения).
Отношение максимального ускорения к минимальному = 1.
При возвращении– закон№3- косинусоидальный закон изменения ускорения.
Расчет жесткости пружины – не выполнять.
По результатам компьютерных расчетов построены графики кинематических характеристик
Масштабные коэффициенты и ординаты графиков для положения i=8:
град/мм
мм
Значения ординат графиков для всех положений приведены в таблице:
|
№ полож. |
, мм |
, мм |
,мм |
|
1 |
0 |
0 |
72,0 |
|
2 |
0,4 |
7,3 |
72,0 |
|
3 |
1,5 |
14,6 |
72,0 |
|
4 |
3,3 |
22,0 |
72,0 |
|
5 |
6,0 |
29,1 |
72,0 |
|
6 |
9,3 |
37,0 |
72,0 |
|
7 |
13,3 |
44,0 |
-72,0 |
|
8 |
17,3 |
37,0 |
-72,0 |
|
9 |
21,0 |
29,1 |
-72,0 |
|
10 |
23,3 |
22,0 |
-72,0 |
|
11 |
25,3 |
14,6 |
-72,0 |
|
12 |
26,5 |
7,3 |
-72,0 |
|
13 |
27,0 |
0 |
-72,0 |
|
14 |
27,0 |
0 |
-120 |
|
15 |
26,5 |
-10,3 |
-116 |
|
16 |
25,3 |
-20,0 |
-104 |
|
17 |
23,3 |
-28,3 |
-85 |
|
18 |
21,0 |
-35,0 |
-60 |
|
19 |
17,3 |
-39,0 |
-31 |
|
20 |
13,3 |
-40,0 |
0 |
|
21 |
9,3 |
-39,0 |
31 |
|
22 |
6,0 |
-35,0 |
60 |
|
23 |
3,3 |
-28,3 |
85 |
|
24 |
1,5 |
-20,0 |
104 |
|
25 |
0,4 |
-10,3 |
116 |
|
26 |
0 |
0 |
120 |
На основании графиков и строим упрощенную диаграмму используя значения и Sc. Из конца отрезка S’’min проводим луч под углом 450 до пересечения с осью S в точке . Центр вращения кулочка должен быть выбран ниже точки . Из чертежа находим минимальный радиус вектор профиля кулочка:
(A)
4.6.3 Построение профиля кулачка.
Профиль кулачка строим следующим образом. Проводим окружность радиуса и через её центр О линию движения толкателя, на которой наносим разметку хода толкателя в соответствии с графиком – точки и т.д.Используя метод обращения движения, от линии движения толкателя в направлении противоположном вращению кулачка, откладываем фазовые углы . Дуги, стягивающие углы и , делим на 12 равных частей в соответствии с графиком и отмечаем точки и т.д. Из этих точек проводим лучи в центр О, а из точек проводим дуги с центром в токе О до пересечения с соответствующими лучами. Из точек пересечения проводим перпендикуляры к лучам. Эти перпендикуляры определяют положение плоскости толкателя в обращённом движении. На них откладываем отрезки, равные соответствующим аналогам скоростей , получая точки и т.д. Соединив их плавной кривой, получаем профиль кулачка.
4.6.4 Выводы.
Спроектирован кулачковый механизм минимальных размеров, обеспечивающий движение толкателя по заданному закону.
В таблице приводится сопоставление результатов расчётов:
|
Парам. |
Ед. измер. |
Аналит. метод (на ПК) |
Граф. метод |
|
м |
0.364 |
0,367 |
|
|
м |
0.43 |
0,46 |
|
|
град |
55.5 |
57 |
|
|
м |
0.41 |
0,5 |
|
|
град |
98.6 |
100 |
Литература:
1. Динамика машин и механизмов в установившемся режиме движения/П.П. Анципорович [и др.].-Минск:БНТУ,2011.-42с.
2. Синтез кулачковый механизмов/П.П. Анципорович [и др.].-Минск:БНТУ,2011.-80с.
3. Теория механизмов и машин: методическое пособие по курсовому проектированию/ П.П. Анципорович [и др.].-Минск:БНТУ,2011.-59с.
1.Описание работы машины. Исходные данные для проектирования………………………………………………………………2
2. Динамический синтез и анализа машины в установившемся движении………………………………………………….....2
2.1 Задачи динамического синтеза и анализа машины……………………………………………………………………………………..4
2.2 Определение размеров, масс и моментов инерции звеньев рычажного механизмов……………………………..5
2.3 Структурный анализ рычажного механизма………………………………………………………………………………………………...7
2.4 Определение кинематических характеристик рычажного механизма…………………………………………………….….8
2.4.1. Построение планов положений…………………………………………………………………………………………………………………8
2.4.2 Аналитический метод…………………………………………………………………………………………………………………………………9
2.4.2 Графический метод……………………………………………………………………………………………………………………………………12
2.5 Определение движущих сил.............................................................................................................................15
2.6 Динамическая модель машины 16
2.7Определение приведенных моментов сил 17
2.8 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции и его производной 18
2.9 Определение постоянной составляющей приведенного момента инерции и момента инерции маховика 19
2.10 Определение закона движения звена приведения 21
2.11 Схема алгоритма программы динамического синтеза и анализа машины 22
2.12 Исходные данные для контрольных расчётов 24
2.13. Результаты расчетов и их анализ. 25
3. Динамический анализ рычажного механизма. 28
3.1 Задачи динамического анализа механизма. 28
3.2 Графический метод. 28
3.2.1 Кинематический анализ. 28
3.2.2. Силовой анализ 30
3.3 Аналитический метод. 32
3.3.1 Кинематический анализ. 32
3.3.2 Силовой анализ. 33
3.4. Результаты расчетов и их анализ. 36
4.Проектирование кулачкового механизма 38
4.1. Задачи проектирования. 38
4.2. Определение кинематических характеристик. 38
4.3. Определение основных размеров (аналитический метод).. 41
4.4. Определение полярных координат профиля кулачка 41
4.5. Исходные данные для компьютерного расчёта…………………………………………………………………………………………42
4.6. Результаты расчетов и их анализ. 43
4.6.1 Построение графиков кинематических характеристик и угла давления…………………………………………………43
4.6.2 Определение основных размеров (графический метод)…………………………………………………………………………45
4.6.3 Построение центрального и действительного кулачка……………………………………………………………………………45
4.6.4 Выводы……………………………………………………………………………………………………………………………………………………….46
Литература: 47