Размещено на http://www.allbest.ru/

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ им. Н.Э. БАУМАНА

Факультет «Энергомашиностроение»

Кафедра «Теория машин и механизмов»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту на тему: «Проектирование и исследование механизмов двухцилиндрового поршневого детандера среднего давления»

Москва 2019



Содержание

Реферат

1. Техническое задание

1.1 Краткое описание работы механизмов установки

1.2 Исходные данные

2. Определение закона движения двухцилиндрового детандера

2.1 Определение размеров кривошипно-ползунного механизма

2.2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил, действующих на поршень

2.3 Определение передаточных функций и передаточных отношений основного механизма

2.4 Переход к одномассовой динамической системе

2.5 Определение кинетической энергии первой и второй групп звеньев механизма

2.6 Определение момента инерции первой группы звеньев

2.7 Определение закона движения механизма

3. Силовой расчет двухцилиндрового детандера

3.1 Исходные данные

3.2 Определение углового ускорения для данного положения механизма

3.3 Построение планов скоростей и ускорений

3.4 Определение сил тяжести, главных векторов, главных моментов сил инерции

3.5 Определение реакций в кинематических парах

4. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи и планетарного редуктора

4.1 Проектирование зубчатой передачи

4.1.1 Исходные данные

4.1.2 Идентификаторы, обозначения и наименования результирующих величин

4.1.3 Выбор смещения шестерни

4.1.4 Построение профиля зуба колеса

4.1.5 Построение проектируемой зубчатой передачи

4.2.1 Проектирование планетарного зубчатого механизма

4.2.2 Проверка передаточного отношения планетарного зубчатого механизма графическим способом

5. Проектирование кулачкового механизма

5.1 Определение закона изменения скорости и перемещения

5.2 Определение начального радиуса окружности кулачка

5.3 Построение профиля кулачка

5.4 Построение графика углов давления

Заключение

Литература



Реферат

двухцилиндровый детандер поршень передача

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование двухцилиндрового поршневого детандера среднего давления» содержит 41 лист машинописного текста, схем, таблиц. В состав курсового проекта входит данная расчетно-пояснительная записка и 4 листа формата А1 с необходимыми графическими расчетами и зависимостями.

Проведено:

1. определения закона установившегося движения;

2. силовой расчет механизма двухцилиндрового поршневого детандера;

3. проектирование прямозубой цилиндрической зубчатой передачи;

4. проектирование планетарного редуктора ;

5. кулачкового механизма с поступательно-движущимся толкателем.



1. Техническое задание

1.1 Краткое описание работы механизмов установки

Детандеры предназначены для расширения газа с целью получения в циклах низкотемпературных установок.

Преобразование энергии сжатого газа в работу, снимаемую с вала детандера, осуществляется путем действия сил давления газа на поршень и передачи их через механизм движения на тормозную установку.

Схема установки вертикального двухцилиндрового поршневого детандера среднего давления показана на рис.1.

Воздух высокого давления попеременно поступает в цилиндры детандера и приводит в движение поршни 3, 5 кривошипно-ползунных механизмов 5-4-1 и 3-2-1. далее движение от коленчатого вала 1 передается через простую зубчатую передачу Z₄-Z₅ и мультипликатор П на тормозное устройство, которым в данной установке является генератор тока Г.

Кулачковый механизм применяется в системе газораспределения детандера, обеспечивает работу впускных и выпускных клапанов и имеет принудительный внешний привод (на рисунке не показан).

Изменение давление воздуха в цилиндрах детандера в зависимости от положения поршня изображено индикаторной диаграммой.

1-2 - наполнение цилиндра воздухом;

2-3 - внутренне расширение;

3-4 - выхлоп или свободный выпуск;

4-5 - выталкивание воздуха;

5 -6 - сжатие оставшегося воздуха или обратное сжатие;

6-1 - впуск воздуха;

Исходный данные для проектировании и исследования механизмов детандера приведены в таблице 1.

Изменение давления воздуха в цилиндрах детандера в зависимости от положения поршня заданы в табл. 2.

1.2 Исходные данные

таблица 105-1

№	Параметр	Обозначение	Величина	Единица измерения
1	Частота вращения кривошипа 1	n1	6,5	с-1
2	Средняя скорость поршня 3 и 4	VBx	2,6	м/с
3	Отношение длины шатуна 2 к длине кривошипа 1	л2=lAB/lAO	4,5	-
4	Относительное положение центра масс шатуна 2	л23=lAS2/lAB	0,3	-
5	Диаметр цилиндра детандера	d	0,080	м
6	Максимальное давление воздуха в цилиндре	Pmax	10	МПа
7	Масса поршня 3	m3	30	кг
8	Масса шатуна 2	m2	20	кг
9	Момент инерции шатуна относительно центра масс	J2S'	0,2	кг*м2
10	Момент инерции вала кривошипа 1 (без маховика)	J10'	2,0	кг*м2
11	Момент инерции планетарного редуктора П и зубчатых колес Z4 и Z5, приведенный к кривошипному валу 1	Jpпр	0,31	кг*м2
12	Момент инерции якоря генератора Г	Jя	0,3	кг*м2
13	Коэффициент неравномерности вращения кривошипного вала 1	д	1/25	-
14	Угловая координата для силового расчета	ц1	60	град
15	Передаточное отношение планетарного редуктора П	ы8H	3.75	-
16	Число сателлитов в планетарном редукторе	k	3	-
17	Угол рабочего профиля кулачка	Шp	120	град
18	Частота вращения кулачка	nk	2,5	с-1
19	Ход толкателя	n	0,0060	м
20	Допустимый угол давления в кулачковом механизме	[х]	30	град
21	Отношение ускорений толкателя	a1/a2	1.5	-
22	Числа зубьев колес	Z4 Z5	19 9	-
23	Модуль зубчатых колес	m	5	мм

таблица 105-2

Путь поршня		0	0,05	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0
Давление воздуха		Для движения поршня 3 вниз
		1,00	1,00	1,00	1,00	0,97	0,72	0,52	0,40	0,30	0,24	0,19	0,08
		Для движения поршня 3 вверх
		1,00	0,48	0,37	0,21	0,10	0,03	0,03	0,03	0,03	0,03	0,03	0,08

Схема установки поршневого детандера, рис 105-1



Кулачковый механизм, рис 105-2 Индикаторная диаграмма, рис 105-3



2. Определение закона движения двухцилиндрового поршневого детандера среднего давления

2.1 Определение размеров кривошипно-ползунного механизма

Проектирование кривошипно-ползунного механизма произведено по средней скорости поршня (ползуна).

При этом известными являются следующие параметры:

средняя скорость поршня

частота вращения вала кривошипа

отношение длин шатуна и кривошипа

Время одного оборота вала , ход ползуна а расстояние, которое проходит поршень за один оборот, S= 4*l_OA.

Средняя скорость ползуна и его перемещение связаны соотношением:

Искомые размеры кривошипа: ; шатуна:

2.2 Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил, действующих на поршни

Справа от точки B построена индикаторная диаграмма на ходе поршня 3. От нулевого положения механизма вниз отложена ось S_B/H_B, которая поделена на 10 равных частей. Вправо отложена ось давлений. По данным из таблицы №2 построена индикаторная диаграмма.

Масштабы индикаторной диаграммы, м_Р:

Сила давления определена по формуле, приведенной ниже.

(d - диаметр цилиндра поршневой машины).

Оси координат диаграммы сил расположены аналогично осям индикаторной диаграммы. Положительное направление оси S_В - вниз, положительное направление оси - вправо. На диаграммы сил перенесены ординаты с индикаторной диаграммы с учётом знака силы.

Масштабы диаграммы сил:

Учитывая, что, пересчитано

Считая силу положительной, когда она совершает положительную работу (направление действия совпадает с направлением скорости приложения), а отрицательной - когда совершает отрицательную работу, построен график сил, действующих на поршни. Позиции 0 - 6 соответствуют положительным значениям, позиции 6 - 12 отрицательным. По данной диаграмме видно, что механизм является источником механической энергии, так как работа ( площадь под графиком ) положительная.

Силы подсчитаны по формуле:

Результаты расчета приведены в таблице 1.1 таблица 1.1

S, м	0	0.01	0.02	0.04	0.06	0.08	0.1	0.12	0.14	0.16	0.18	0.2
FД, Н*104	5.02	5.02	5.02	5.02	4.87	3.6	2.6	2	1.5	1.2	0.95	0.4

Левую половину графика (т. 6 - 12) получена зеркальным отображением части индикаторной диаграммы для этих же точек относительно оси S.

2.3 Определение значений передаточных функций и передаточных отношений основного механизма

Для определения передаточных функций механизма на листе была вычерчена кинематическая схема основного механизма в масштабе м_l=400 мм/м. Угол поворота кривошипа разбит на 12 интервалов и, в направлении угловой скорости проставлены номера позиций (с 0 до 11). Для первых шести положений кривошипа (положения 1, 2, 3, 4, 5, 6) построены в произвольном масштабе планы возможных скоростей, задавшись постоянным отрезком pa ( 35мм). Возможные скорости центров масс шатунов построены методом пропорционального деления.

Для положений 6, 7, 8, 9, 10, 11 планы будут выглядеть аналогично построенным.

По соответствующим отрезкам планов определены кинематические передаточные функции.

Результаты расчета представлены в таблице 1.2.



Таблица 1.2

Величина	Размерность	Положение механизма
		0	1	2	3	4	5	6
	-	0	0.597	0.963	1	0.769	0.4	0
	м	0	0.0597	0.0963	0.1	0.0769	0.04	0
	-	0.7	0.804	0.96	1	0.907	0.767	0.7
	м	0.07	0.0804	0.096	0.1	0.0907	0.0767	0.07

Для остальных положений механизмы расчеты выполняются аналогичным образом.

Также через отношения скоростей определено передаточное отношения механизма:

Результаты представлены в таблице 1.3

Таблица 1.3

Величина	Размерность	Положение механизма
		0	1	2	3	4	5	6
	-	0.222	0.193	0.113	0	0.113	0.193	0.222



2.4 Переход к одномассовой динамической модели

В качестве динамической модели механизма использовано звено 1, с приложенным к нему суммарным моментом и приведенным к нему суммарным моментом инерции.

Ниже приведен расчет этих параметров. Обобщенной координатой является угол поворота звена 1 - ц₁, начальным звеном является звено 1.

Суммарный приведенный момент заменяет все силы и моменты, приложенные к различным звеньям механизма и равен: ;

Величина каждого определена из условия равенства элементарных работ действительной силы (или момента) и приведенного момента на возможных перемещениях. Приведенный момент , заменяющий действительную силу F, приложенную в точке К некоторого звена механизма, определен по формуле.

Для определения приведенного момента М^пр, приложенного к звеньям механизма, использована формула:;

В данном случае, так как

Приведенный момент , заменяющий действительный момент M, приложенный к i-му звену механизма, определен по формуле ;

Знак приведенного момента определяется знаком действительной силы: если действительная сила ( или момент ) положительна, то есть совершает положительную работу, то и приведенный момент положителен, то есть направлен по угловой скорости звена динамической модели.

Вычислен для каждого из положений механизма и данные приведены в таблице 1.4



Таблица 1.4

Величина	Положение механизма
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
, кН*м	0	2.997	4.72	2.43	1.023	0.387	0	-0.087	-0.167	-0.218	-0.65	-1.282	0

Не учитывались приведенными моментами сил тяжести, так как они пренебрежимо малы.

Приведенный момент определен аналогично . При построении данного графика учитывалось, что рабочий процесс под поршнем 5 сдвинут на относительно рабочего процесса под поршнем 3.

Сложением значений данные которого представлены в таблице 1.5

Таблица 1.5

Величина	Размерность	Положение механизма
		0	1	2	3	4	5	6
	кН*м	0	2.91	4.553	2.112	0.373	-0.895	0

Для определения суммарного приведенного момента было необходимо найти приведенный момент от трения.

Была использована программа Mathcad, где был построен график , а затем путем графического интегрирования получен график . Ордината кривой графика работы в конце цикла и в масштабе соответствовала работе приведенного момента движущих сил за цикл . Поскольку при установившемся движении работа движущих сил за цикл по модулю равна работе сопротивления , то ордината пропорциональная , в том же масштабе изображает и необходимую работу сил сопротивления за цикл, но взятую с обратным знаком . Проведя графическое дифференцирование графика найден постоянный приведенный момент сопротивления.

По имеющимся данным построен суммарный приведенный момент инерции:

В таблице 1.6 представлены величины ординат графика приведенного суммарного момента.

Таблица 1.6

Величина	Размерность	Положение механизма
		0	1	2	3	4	5	6
	мм	-30.2	28.18	61.04	12.22	-22.56	-47.92	-30.02

Приведение масс выполнено на основе равенства кинетической энергии всех звеньев механизма и звена одномассовой динамической модели. В этом случае закон движения последней будет таким же, как и закон движения начального звена реального механизма. Приведенные моменты инерции звеньев второй группы определены по формулам

Выбран масштаб и построены зависимости по углу поворота . Сложив их получают график . получен переносом на относительно .

Результаты расчета занесены в таблицу 1.7.

Таблица 1.7

Величина,	Положение механизма
	0	1	2	3	4	5	6
	0.129	0.122	0.184	0.2	0.165	0.118	0.129
	0.0099	0.0074	0.0026	0	0.0026	0.0074	0.0099
	0	0.107	0.278	0.3	0.177	0.048	0
	0.1389	0.2364	0.4645	0.5	0.3446	0.1734	0.1389
	0.2778	0.4098	0.8091	1	0.8091	0.4098	0.2778

2.5 Определение кинетической энергии первой и второй групп звеньев механизма

Кинетическая энергия второй группы звеньев определена через приведенные моменты инерции этой же группы звеньев.

Закон изменения еще неизвестен. Поэтому для определения использовалось приближенное равенство , поскольку коэффициент неравномерности - величина малая.

где щ_1ср - средняя угловая скорость звена 1.

Так как , то пропорционально , а построенная кривую принята за приближенную кривую .

Масштаб графика

;

Для построения кривой кинетической энергии первой группы звеньев T_I(ц₁) необходимо из ординат кривой в каждом положении механизма вычесть отрезки, изображающие величины T_II, взятые из графика T_II(ц₁). Вычитаемые отрезка должны быть представлены обязательно в том же масштабе , в каком построена кривая . Полученная кривая T_I(ц₁) - приближенная, так как построена вычитанием из точной кривой приближенных значений .

;

где Т - полная кинетическая энергия системы,

Т_I - кинетическая энергия первой группы звеньев,

Т_II - кинетическая энергия второй группы звеньев.

Для построения графика кинетической энергии первой группы звеньев в каждом положении механизма из ординат кривой вычитают ординаты , равные значению в соответствующих положениях организма. Ординаты берут с графика Данные о вычитаемых отрезках представлены в таблице 1.8.



Таблица 1.8

Положение механизма	, мм
0, 6, 12	8.334
1, 7	12.294
2, 8	24.273
3, 9	30
4, 10	24.273
5, 11	12.294

Ординаты графика в таблице 1.9

Таблица 1.9

Положение механизма	, мм
0, 6, 12	-8.334
1, 7	-15.303
2, 8	20.871
3, 9	52.548
4, 10	51.723
5, 11	28.854

2.6 Определение момента инерции первой группы звеньев

Определение необходимого момента инерции маховых масс I^пр_I рассчитано по формуле

(ДT_I)_нб = T_Imax - T_Imin - максимальное изменение кинетической энергии первой группы звеньев за период цикла, определяемое из графика T_I (ц₁), как разность между максимальным, T_Imax и минимальным, T_Imin значениями кинетической энергии первой группы звеньев за цикл.

(ДT_I)_нб = 68.25 / 0.036 = 1895 Дж

I^пр_I= 1895*25 / ((40,82)²)*(1)) = 28.43 кг м²

Момент инерции дополнительной маховой массы

Считая, что маховик имеет форму сплошного диска с отверстием, рассчитаны его параметры.

2.7 Определение закона движения механизма

Графиком щ₁(ц₁) является кривая T_I относительно оси ц**₁. Для определения положения этой оси была рассчитана ордината среднего значения угловой скорости.

где м_щ - масштаб угловой скорости первого звена.

Через середину отрезка (щ_1max-щ_1min), была проведена прямая щ_1ср =const.

где y_щ1ср - ордината среднего значения угловой скорости первого звена.



3. Силовой расчет двухцилиндрового детандера

3.1 Исходные данные

Для положения механизма

Из первого листа по графику для угловой скорости определена угловая скорость для этого положения:

Силы, действующие на поршень:

Скорости и ускорения звеньев определены по построенным планам скоростей и ускорений.

3.2 Определение углового ускорения для данного положения механизма

Для рассчитываемого положения механизма

Определим угловое ускорение кривошипа (звено 1):

3.3 Построение планов скоростей и ускорений

Масштаб плана скоростей:

м_V=10 мм/(м/с).

Линейная скорость точки A звена 1 найдена по формуле для вращательного движения

где V_А - скорость точки А,

щ₁ - угловая скорость звена 1,

l_OA - длина кривошипа ОА.

Для нахождения скорости точки В звена 2 составлено векторное уравнение сложного движения:

где V_B - скорость точки В,

V_ВА - скорость точки В относительно точки А.

Из графического решения этого уравнения установлены значения скорости

Угловая скорость звена 2 определена из формулы для вращательного движения

где l_BA - длина шатуна ВА.

Для нахождения скорости точки S2 звена 2 составлено векторное уравнение сложного движения:

V_s - скорость точки S,

V_sa - скорость точки S относительно точки А.

Из графического решения этого уравнения установлены значения скорости

Линейная скорость точки A' звена 1 найдена по формуле для вращательного движения

где V_А' - скорость точки А',

щ₁ - угловая скорость звена 1,

l_OA' - длина кривошипа ОА'.

Для нахождения скорости точки В' звена 4 составлено векторное уравнение сложного движения:

где V_B' - скорость точки В',

V_В'А' - скорость точки В относительно точки А'.

Из графического решения этого уравнения установлены значения скорости

Угловая скорость звена 4 определена из формулы для вращательного движения

где l_B'_A' - длина шатуна В'А'.

Для нахождения скорости точки S4 звена 4 составлено векторное уравнение сложного движения:

V_s' - скорость точки S',

V_s'A' - скорость точки S' относительно точки А'.

Масштаб плана ускорений м_а=0,7 мм/(м/с²).

Ускорение точки А определено путем разложения на составляющие по взаимно перпендикулярным направления:

где - нормальная составляющая ускорения точки А,

- тангенциальная составляющая ускорения точки А.

Ускорение точки В определено из векторного уравнения

где a_B - ускорение точки В,

- нормальная составляющая ускорения точки В относительно точки А,

- тангенциальная составляющая ускорения точки В относительно точки А, определенная графическим способом.

Угловое ускорение звена 2 определено из формулы для вращательного движения



где е₂ - угловое ускорение звена 2.

Ускорение точки А' определено путем разложения на составляющие по взаимно перпендикулярным направления:

где - нормальная составляющая ускорения точки А',

- тангенциальная составляющая ускорения точки А'.

Ускорение точки В определено из векторного уравнения

где a_B' - ускорение точки В',

- - нормальная составляющая ускорения точки В' относительно точки А',

- тангенциальная составляющая ускорения точки В' относительно точки А', определенная графическим способом.

Угловое ускорение звена 4 определено из формулы для вращательного движения

, где е₄ - угловое ускорение звена 4.

Ускорения точек S, S' определены из векторных уравнений

где a_s2, a_s4 - ускорения точек S2, S4.

3.4 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции



3.5 Определение реакций в кинематических парах

Запиcано уравнение Даламбера для третьего звена:

Рассмотрено отдельно звено 2:

Из схемы, выполненной в масштабе, определены плечи сил:

Так как звено находится в равновесии, то используется

Записано уравнение Даламбера для группы звеньев 2-3:

Построен план сил в масштабе

Далее решено уравнение для звена 3:

Построен план сил в масштабе

Из чертежа определено

Записано уравнение Даламбера для пятого звена:

Рассмотрено отдельно звено 4:

Из схемы, выполненной в масштабе, определены плечи сил:

Так как звено находится в равновесии, то используется

Записано уравнение Даламбера для группы звеньев 4-5:

Построен план сил в масштабе

Далее решено уравнение для звена 5:

Построен план сил в масштабе

Из чертежа найдено

Записано уравнение Даламбера для звена 1:

Построен план сил в масштабе

Из чертежа определено

3.6 Определение МС

Для нахождения момента сопротивления записано уравнение равновесия первого звена:

Плечи сил определено графическим образом, учитывая масштаб

Вычислена разницу



4. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи и планетарного редуктора

4.1 Проектирование зубчатой передачи

4.1.1 Исходные данные

Величина	Обозначение	Единица измерения	Идентификатор
Число зубьев шестерни		-	z1
Число зубьев колеса		-	z2
Угол наклона образующей		град	beta
Главный угол профиля исходного производящего контура		град	alf
Коэффициент высоты головки исходного производящего контура		-	ha
Коэффициент радиального зазора		-	c
Модуль нормальный	m	мм	m

4.1.2 Идентификаторы, обозначения и наименования результирующих величин

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	-
Lam2 Lam1		Коэффициенты скольжения	-
teta		Коэффициент удельного давления	-

4.1.3 Выбор смещения шестерни

Качественные показатели зубчатой передачи рассчитаны с помощью программы ZUB.

Исходные данные для расчета:

Число зубьев колес z₄=9, z₅=19

Модуль колес m=5 [мм].

Угол наклона линии зубьев =0 [град].

(по ГОСТ 13755-81)

Угол профиля = 20⁰,

Коэффициент высоты головки и ножки зуба h*_a = 1,

Коэффициент радиального зазора с* = 0,25

Результаты расчета.

Вариант: 105В Фамилия: Слепенков Данила

PACЧET ЗУБЧATOЙ ПEPEДAЧИ

*** ИCXOДHЫE ДAHHЫE ***

z1 = 9.000 z2 = 19.000 m = 5.000 beta = 0.000

alf = 20.000 ha = 1.000 c = 0.250 aw0 = 0.000

*** PEЗУЛЬTATЫ PACЧETA ***

x2 = 0.500 r1 = 22.500 r2 = 47.500 rb1 = 21.143

rb2 = 44.635 pt = 15.708 mt = 5.000 hat = 1.000

ct = 0.250 alft = 20.000 ro = 1.900 p1x = 15.391

p2x = 15.636 zmint = 17.097 xmint1 = 0.474 xmint2 = -0.111

so = 7.854

x1: 0.000 0.100 0.200 0.300 0.400 0.500

0.600 0.700 0.800 0.900 1.000 1.100

y: 0.451 0.532 0.612 0.689 0.765 0.840

0.913 0.985 1.056 1.126 1.195 1.263

dy: 0.049 0.068 0.088 0.111 0.135 0.160

0.187 0.215 0.244 0.274 0.305 0.337

rw1: 23.224 23.355 23.483 23.608 23.730 23.850

23.968 24.084 24.197 24.310 24.420 24.529

rw2: 49.029 49.305 49.575 49.839 50.097 50.350

50.599 50.843 51.084 51.320 51.554 51.784

aw: 72.253 72.660 73.058 73.447 73.827 74.200

74.567 74.927 75.281 75.630 75.974 76.314

ra1: 27.253 27.660 28.058 28.447 28.827 29.200

29.567 29.927 30.281 30.630 30.974 31.314

ra2: 54.753 54.660 54.558 54.447 54.327 54.200

54.067 53.927 53.781 53.630 53.474 53.314

rf1: 16.250 16.750 17.250 17.750 18.250 18.750

19.250 19.750 20.250 20.750 21.250 21.750

rf2: 43.750 43.750 43.750 43.750 43.750 43.750

43.750 43.750 43.750 43.750 43.750 43.750

h: 11.003 10.910 10.808 10.697 10.577 10.450

10.317 10.177 10.031 9.880 9.724 9.564

s1: 7.854 8.218 8.582 8.946 9.310 9.674

10.038 10.402 10.766 11.130 11.494 11.858

s2: 9.674 9.674 9.674 9.674 9.674 9.674

9.674 9.674 9.674 9.674 9.674 9.674

alfwt: 24.440 25.138 25.795 26.415 27.004 27.563

28.098 28.609 29.100 29.571 30.026 30.464

sa1: 3.213 3.028 2.838 2.643 2.445 2.244

2.039 1.831 1.620 1.406 1.190 0.971

sa2: 2.628 2.754 2.893 3.043 3.202 3.370

3.545 3.726 3.913 4.104 4.298 4.496

ealf: 1.288 1.255 1.221 1.188 1.155 1.121

1.088 1.054 1.021 0.987 0.953 0.919

egam: 1.288 1.255 1.221 1.188 1.155 1.121

1.088 1.054 1.021 0.987 0.953 0.919

lam1: -9.269 -22.838 34.540 8.876 4.750 3.059

2.136 1.552 1.150 0.854 0.628 0.448

lam2: 0.880 0.895 0.908 0.921 0.933 0.945

0.956 0.967 0.978 0.988 0.998 1.008

teta: 0.928 0.922 0.917 0.913 0.908 0.903

0.899 0.895 0.890 0.886 0.882 0.878

Качественные показатели дают возможность произвести оценку передачи при ее проектировании в отношении плавности и бесшумности зацепления, прочности и возможного износа зубьев колес в сравнении с другими передачами по тем же геометрическим показателям. Такая оценка важна для рационального выбора инструмента при проектировании передач.

Для оценки качественных показателей по расчетным данным программы на листе 3 построены графики в зависимости от смещения x₁

1. Коэффициента торцевого перекрытия

2. Относительной толщины зубьев по окружности вершин S_a1/m, S_a2/m

3. Коэффициентов скольжения зубьев л₁, л₂

По данным этих графиков из условий:

1. отсутствия подрезания зубьев x₁ > x_min

2. отсутствия заострения зубьев S_a1/m > 0.2, S_a2/m >0.2

3. коэффициента торцевого перекрытия больше допустимого >1.05 определена область допустимых значений x₁.

По ГОСТ 16573-70 принято значение для смещения шестерни x₁ = 0.5, так как оно обеспечивает необходимый коэффициент торцевого перекрытия с незначительным подрезанием зубьев.

4.1.4 Построение профиля зуба колеса

Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводится (образуется) как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Схема станочного зацепления построена следующим образом:

Проведена делительная d₁=d_w01 и основная d_b1 окружности, окружности вершин d₁ и впадин d_f1.

Отложена от делительной окружности (с учетом знака) выбранного в результате анализа смещение x₁ m_t и проведена делительная прямая исходного производящего контура реечного инструмента.

На расстоянии параллельно делительной прямой проведены прямые граничных точек, а на расстоянии - прямые вершин и впадин зубчатой рейки; станочно-начальная прямая проводена касательно к делительной окружности в точке P₀ (полюс станочного зацепления).

Проведена линия станочного зацепления N₁P₀ через полюс станочного зацепления P₀ касательно к основной окружности в точке N₁. Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы, равные .

От точки пересечения оси зубчатого колеса с делительной прямой отложены по делительной прямой отрезки равные 1/4 шага и через их концы перпендикулярно к линии зацепления проведена наклонную прямую, которая образует угол с осью симметрии. Эта прямая является прямолинейной частью профиля зуба исходного производящего контура инструмента. Закругленный участок профиля построены, как сопряжения прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиуса .

После построения трех зубов рейки, отмечены на делительной окружности от полюса зацепления против часовой стрелки через равные интервалы точки 1, 2, 3 … На станочно-начальной прямой отмечены точки 1', 2', 3', …, через интервалы равные длине дуги между соседними точками на делительной окружности. Объединили зубья рейки, станочно-начальную прямую (с отмеченными на ней точками) в блок. Последовательно поворачивая зубчатую рейку на угол 4⁰ и, совмещая соответственные точки делительной окружности и станочно-начальной прямой, обводя профиль зубчатой рейки. К полученному ряду положений профиля зуба исходного контура проведены огибающие, которые определяют левый профиль зуба изготовляемого колеса. Отразив относительно оси зубчатого колеса часть полученного профиля, получили полный профиль зуба шестерни.

4.1.5 Построение проектируемой зубчатой передачи

Проектируемую зубчатую передачу построили по ранее вычисленным с помощью ЭВМ параметрам:

1. Отложены межосевое расстояние и проведены окружности: начальные r_w1, r_w2; делительные r₁, r₂ и основные r_b1, r_b2; окружности вершин r_a1, r_a2 и впадин r_f1, r_f2. Начальные окружности должны касаться в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению . Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренное по осевой линии, должно быть равно радиальному зазору .

2. Через полюс зацепления касательно к основным окружностям колес провели линию зацепления. Точки касания и называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления. Буквами и отмечена активная линия зацепления.

3. Профили зубьев шестерни перенесен на чертеж проектируемой передачи со схемы станочного зацепления с помощью шаблона; эвольвентную часть профиля зуба колеса построили, как траекторию точки прямой при перекатывании ее по основной окружности колеса без скольжения и перенесли в точку контакта зубьев на линию зацепления. Переходную часть профиля зуба построили приближенно. От построенного профиля зуба отложили толщину зуба по делительной окружности и провели аналогичный профиль другой стороны зуба.

4.2.1 Проектирование планетарного зубчатого механизма

Исходные данные:

1. Число сателлитов в редукторе к=3,

2. Модуль зубчатых колес m=5;

3. Передаточное отношение редуктора

4. Коэффициент высоты зуба

Задан планетарный однорядный механизм.

Входное звено - звено 8;

Выходное - водило.

Задались числом зубьев z₈ так, чтобы отсутствовал подрез у зубчатых колес и числа зубьев были целыми, т.е. z₈ 17 (для внешних зубьев) и z₇ 86 (для внутренних зубьев). Тогда z₈ = 32,

Уравнение передаточных отношений имеет вид:

z₇ = 2.75. 32 = 88 ? 85.

Интерференция зубьев при внутреннем зацеплении отсутствует, так как

z₇ - z₈ = 88-32 = 56 ?8;

Проверили условие соосности основных звеньев. Из него следует равенство межосевых расстояний зацепляющих колес.

r₈ + r₆ = r₇ - r₆

z₈ + z₆ = z₇ - z₆

Проверили выполнение условий соседства и сборки:

1. Уравнение условия соседства имеет вид:

условие соседства выполнено.

2. Уравнение условия сборки имеет вид:

условие сборки выполнено.

4.2.2 Проверка передаточного отношения планетарного зубчатого механизма графическим способом

Определили радиусы делительных окружностей колес:

r8= mz8/2=80 мм;

r7= mz7/2=220 мм;

r6=mz/2=70 мм.

На кинематической схеме редуктора построили треугольники скоростей.

Угловые скорости колеса и водила Н пропорциональны тангенсам углов и .

Передаточное отношение определено графически по соотношениям:



5. Проектирование кулачкового механизма

5.1 Определение закона изменения скорости и перемещения

Расчет закона изменение скорости и перемещения был полностью произведен в программе Mathcad. Смотри приложение 1. Все графики построены друг под другом на базе 240 мм с масштабом:

5.2 Определение начального радиуса окружности кулачка

Из точки по вертикальной линии отложены последовательно точки на расстояниях, соответствующих перемещению толкателя в данном положении, взятые из графика перемещений. Ось перемещений S направлена вверх.

В каждой из полученных точек определены отрезки кинематических отношений в масштабе.

В точке, в которой имеет максимальное значения, восстановлен перпендикуляр, и под углом проведен луч. Второй луч построен аналогично. При пересечении этих лучей получена область допустимых начальных радиусов окружностей кулачка. Расстояние от точки О до начала координат и есть начальный радиус окружности кулачка.



5.3 Построение профиля кулачка

1. Для построения профиля кулачка применен метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщена угловая скорость, равная -1. При этом кулачок остается неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

2. Принят масштаб построения. Построена окружность радиусом r_{0 min}.

Угол рабочего профиля кулачка (120°) разбит на 12 частей по 10°. Точки пересечения лучей проведенных через 10° из точки 0 и окружности радиусом r_{0 min} зафиксированы. Вдоль лучей от точек пересечения отложены отрезки, соответствующие перемещениям толкателя в масштабе _S. После соединения полученных точек плавной кривой, получен теоретический профиль кулачка.

3. Для получения рабочего профиля кулачка построен эквидистантный профиль, отстоящий от теоретического на величину радиуса ролика. Для этого из концов отложенных отрезков перемещений проведены дуги окружностей радиусом ролика. Рабочий профиль получается, как кривая, огибающая дуги окружностей.

5.4 Построение графика углов давления

По построенному графику измерены углы давления и построен график.

Таблица 4.1

поз.	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
J	0	17.5	25	25	16.7	8.355	0	8.355	16.7	25	25	17.5	0

График построен в масштабе



Заключение

В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:

1. Спроектирована кинематическая схема для поршневого детандера среднего давления и определены размеры звеньев кривошипно-ползунного механизма:

длина кривошипа: l_OA= 0.1м

длина шатуна: l_{AB =} 0.45 м

2. Определен закон движения машинного агрегата, работающего в установившемся режиме. Средняя угловая скорость составляет w_1cр= 40.82 рад/c, обеспечивающаяся за счет дополнительной маховой массы

3. Для заданного углового положения механизма при силе сопротивления, равной , угловой скорости и ускорением, равными , произведен силовой расчет методами кинетостатики. Были определены реакции в кинематических парах механизма, реакции опор и момент сопротивления:, , , , .

4. Спроектирована цилиндрическая эвольвентная прямозубая зубчатая передача с числами зубьев на колесах z ₅=9 и z ₄=19, модулем m=5мм, коэффициентами смещения x₁=0.5 и x₂=0.5 и коэффициентом торцевого перекрытия Также спроектирован планетарный однорядный редуктор с внутренним зацеплением и 3-мя однорядными сателлитами. Числа зубьев колес редуктора z₆=28, z₇=88, z₈=32 и радиусов Все зубчатые колеса планетарного редуктора имеют нулевые смещения. Спроектированный планетарный редуктор обеспечивает передаточное отношение

U_H-8=3.75.

5. Спроектирован центральный кулачковый механизм с поступательно-движущимся толкателем. Допустимый угол давления в кулачковом механизме составил = 30 [град] при рабочем угле профиля кулачка ц_раб = 120 [град] и максимальном ходе толкателя h = 0.006 [м]. Минимальный радиус кулачка R_0min=19.49 мм. Радиус ролика толкателя R_р = 4.87 [мм]

Курсовой проект был полностью выполнен на персональном компьютере с использованием следующих программных обеспечений: Autocad 2020, Microsoft Office Word 2007.



Список использованной литературы

Теория механизмов и механика машин: Учеб. для вузов / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. 4-е изд., испр. и доп. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. 664с., ил. (Сер. Механика в техническом университете).

Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов и механике машин. Часть 1: / Т.А. Архангельская, С.А. Попов, М.В. Самойлова и др.; Под ред. Г.А. Тимофеева. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. 96с., ил.

Учебное пособие для курсового проектирования: «Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ»: / Тимофеев Г.А., Яминский А.В., Каганова В.В.; Под ред. Г.А. Тимофеева. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. 57с., ил.

Проектирование кулачковых механизмов: / Тимофеев Г.А., Самойлова М.В.; Под ред. С.А. Попова - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1998. 48 с., ил.

Учебное пособие для выполнения домашних заданий по теории механизмов: / Акопян В.М., Архангельская Т.А., Ермакова И.Н, Никоноров В.А.; Под ред. В.А. Никонорова. М.: Изд-во МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1984. 60с., ил.

Кинематические и силовые характеристики рычажных механизмов: / Попов С.А., Никоноров В.А., Самойлов М.В.; Под ред. В.А. Никонорова. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1994. 72с., ил.

Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: учебное пособие для втузов: / Попов С. А., Тимофеев Г. А.; Под ред. К. В. Фролова - 6-е изд., стер. М.: Высш. шк., 2008. 456 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...