Проектирование и исследование механизмов моторного привода дорожного велосипеда (мопед)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование и исследование механизмов моторного привода дорожного велосипеда (мопед)

Введение

Механизм карбюраторного двухтактного двигателя привода (рис. 61а) состоит из кривошипа 1, шатуна 2 и поршня 3, который движется внутри цилиндра, имеющего наружные ребра для охлаждения. Сжатая смесь в цилиндре в верхней мертвой точке (ВМТ) поджигается электрической искрой от свечи 6. Под действием горячих газов, находящихся под большим давлением, поршень движется вниз; в конце хода поршня открываются выхлопное окно 5, а затем продувочное окно 4; сжатая в карете двигателя рабочая смесь вновь наполняет цилиндр и сжимается при ходе поршня вверх.

Вращение от кривошипа 1 передаётся маховику 7 с муфтой сцепления и далее планетарному редуктору, состоящему из центрального колеса 10 с наружным зубом, трех сателлитов 11, центрального колеса 12 с внутренним зубом и водила 6. На оси водила установлена ведущая звездочка 13 цепной передачи; ведомая звёздочка 14 установлена на ступице заднего колеса 15 велосипеда. От кривошипа приводится через зубчатую передачу (колёса 8 и 9) кулачок 16 с коромысловым толкателем 18 и роликом 17 механизма замыкания контактов цепи зажигания (рис. 61а, б).

Определить закон движения механизма и время первого оборота кривошипа при разгоне велосипеда от скорости , приняв при полностью открытой заслонке карбюратора (т. е. при индикаторной диаграмме номинального режима) и включенной муфте сцепления.

При проектировании и исследовании механизмов двигателя считать известными параметры, приведенные в табл. 61-1. Изменение давления в цилиндре двигателя в зависимости от хода поршня (индикаторная диаграмма) при номинальном режиме показано на рис. 61б, построенном по данным из табл. 61-2; схема кулачкового механизма - на рис. 61в, закон изменения движения толкателя - на рис. 61г.

зацепление редуктор давление

Таблица 1 Исходные данные

№ п/п	Наименование параметров	Обозначение	Размерность	Числовые значения
1	Средняя скорость поршня при номинальной нагрузке			6,56
2	Диаметр цилиндра			0,042
3	Отношение длины шатуна к длине кривошипа		-	3,9
4	Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна		-	0,26
5	Вес шатуна			2,353
6	Вес поршня			1,127
7	Момент инерции коленчатого вала (без маховика)
8	Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна
9	Максимальное давление в цилиндре при номинальной нагрузке		Па
10	Эффективная мощность двигателя при номинальной нагрузке		Вт	1000
11	Механический к.п.д. привод		-	0,72
12	Приведённый к приводу момент инерции вращающихся деталей привода велосипеда			0,07
13	Вес велосипедиста и велосипеда			833,3
14	Число оборотов кривошипа при номинальной нагрузке			4500
15	Угловая координата кривошипа для силового расчёта
16	Максимальная скорость велосипеда при диаметре наружной поверхности его колеса 0,686 и (28 дюймов)			36
17	Минимальная скорость, от которой начинается разгон велосипедиста после включения муфты сцепления			10
18	Отношение момента сопротивления (на ведущем колесе велосипеда) в начале разгона к моменту сопротивления при номинальной нагрузке		-
19	Передаточное отношение цепной передачи		-	2,71
20	Числа зубьев колес цилиндрической прямозубой передачи		-
21	Модуль колес цилиндрической прямозубой передачи			1
22	Передаточное отношение планетарного редуктора		-	5,94
23	Ход толкателя в кулачковом механизме прерывателя			0,008
24	Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме
25	Соотношение между ускорениями толкателя		-	2,0
26	Длина коромысла толкателя			0,0042
27	Угол рабочего профиля кулачка			100

Таблица 2 Данные для построения индикаторной диаграммы

Координата поршня (в долях хода H)		0	0,02	0,05	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0
Давление газа (в долях Pmax)		Для движения поршня вниз
		0,863	1	0,863	0,602	0,34	0,238	0,170	0,129	0,1	0,07	0,05	0,02	0
		Для движения поршня вверх
		0,863	0,5	0,318	0,204	0,114	0,073	0,045	0,025	0,014	0,005	0,001	0	0

Лист №1. Проектирование эвольвентного зубчатого зацепления

1.1 Исходные данные и постановка задачи

Исходные данные:

Постановка задачи:

Рассчитать эвольвентную зубчатую передачу;

Вычертить эвольвентную зубчатую передачу;

Проверить коэффициенты торцевого перекрытия , б;

Построить станочное зацепление для колеса z1;

1.2 Алгоритм расчёта эвольвентного зацепления

1. Определение угла зацепления

2. Определение межцентрового расстояния

3. Определение коэффициента воспринимаемого смещения

4. Определение коэффициента уравнительного смещения

5. Вычисление радиусов делительных окружностей

6. Вычисление радиусов основных окружностей

7. Вычисление радиусов начальных окружностей

8. Вычисление радиусов окружностей вершин



9. Вычисление радиусов окружностей впадин

10. Вычисление толщины зуба по делительной окружности

11. Вычисление толщины зуба по окружности вершин

12. Определение коэффициентов перекрытия для прямозубой передачи

13. Определение коэффициентов для косозубой передачи

14. Расчет коэффициентов скольжения

Расчет произведен на ЭВМ, распечатка прилагается.

1.3 Выбор коэффициента смещения

При проектировании зубчатой передачи необходимо выполнить следующие условия:

Зубчатые колеса не должны иметь подреза, т.е. ;

Зубчатые колеса не должны иметь заострения ;

Зубчатая передача должна иметь приемлемый коэффициент торцевого смещения ;

Зубчатые колеса в передаче должны изнашиваться равномерно, т.е. - одного порядка смещения;

Исходя из вышеперечисленного, выбираем коэффициент смещения т.к. данное значение удовлетворяет всем перечисленным условиям:

Отсутствие подреза:

Отсутствие заострения:

Плавность передачи:

Равномерный износ:

1.4 Построение эвольвентного зубчатого зацепления

Выбираем масштаб построения эвольвентного зубчатого зацепления:

Порядок построения зубчатого зацепление:

откладываем - межцентровое расстояние;

строим - начальные окружности, которые касаются в точке Р- полюсе зацепления;

строим - основные окружности и проводим общую касательную для этих окружностей N1N2;

N1N2-линия зацепления, касающаяся основных окружностей в точках N1, N2;

- угол зацепления (между линией зацепления и перпендикуляром, восстановленным в полюсе к линии, соединяющей центры окружностей О1О2)

строим - делительные окружности; отмечаем размер (расстояние между делительной окружностью одного колеса и основной окружностью другого колеса);

строим и - окружности впадин и выступов; отмечаем размер ; отмечаем точки В1 и В2 - начало и конец зацепления;

построение шаблона зуба:

Выбираем отрезок 10-15 мм и размечаем через одинаковые расстояния окружность впадин;

Проводим касательные к окружности впадин к каждой из размеченных точек;

На каждой касательной откладываем столько отрезков, каков номер этой касательной по порядку;

Получаем эвольвентный профиль, соединив точки касательных;

Откладываем Sa и S в точках пересечения эвольвенты с окружностью выступов и делительной окружностью;

Проводим прямую через середину Sa и S, которая должна пройти через центр О;

определяем угловой шаг

;

показываем рабочий участок активного профиля зуба;

показываем начало и конец зацепления;

коэффициент рассчитываем графически:

определяем погрешность:

1.5 Построение станочного зацепления

Откладываем от делительной окружности (с учетом знака) расчетное смещение и проводится делительная прямая исходного производящего контура реечного инструмента.

На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проводим прямые граничных точек, а на расстоянии - прямые вершин и впадин; станочно-полоидную прямую проводим касательно к делительной окружности в точке Рс (полюс станочного зацепления).

Проводим линию станочного зацепления NPс через полюс станочного зацепления Рс касательно к основной окружности в точке N. Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы, равные .

Строим исходный производящий контур реечного инструмента. Закругленный участок профиля строим как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиусом .

Производим построение профиля зуба проектируемого колеса.

1.6 Выводы

Рассчитана эвольвентная зубчатая передача и выбран коэффициент смещения ;

Вычерчена эвольвентная зубчатая передача в масштабе ;

Проверен коэффициент торцевого перекрытия . Погрешность составила;

Построено станочное зацепление для колеса .

Лист №2. Синтез планетарного редуктора

2.1 Исходные данные и постановка задачи

Исходные данные:

1) Принципиальная схема однорядного планетарного редуктора с одним внешним и одним внутренним зацеплением:

2) Передаточное отношение:

3) Число сателлитов:

4) Модуль:

Постановка задачи: спроектировать редуктор минимальных размеров, удовлетворяющий всем условиям многосателлитных редукторов.

2.2 Основные формулы для подбора чисел зубьев

1) Уравнение передаточного отношения:

2) Условие соосности:

3) Условие сборки:

Где К - число сателлитов;

- целое число полных поворотов водила;

N - любое целое число;

4) Условие совместности:

Т. к. все колеса являются нулевыми,

2.3 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора

Выберем такое , чтобы оно было кратно 3, тогда примем

Проверяем условие совместности:

Следовательно, числа зубьев подобраны верно.

2.4 Графическое построение планетарного редуктора

После подбора чисел зубьев изображаем кинематическую схему механизма в двух проекциях. Радиусы колес определяются по формуле

:

Масштаб чертежа:

Строим треугольники скоростей, проверяя тем самым графически выполнение заданного передаточного отношения.

Скорость точки А:

.

Масштаб скоростей:

.

Передаточное отношение:

.

Масштаб угловых скоростей:

.

Передаточное отношение:

.

2.5 Выводы

Для однорядного планетарного редуктора подобраны числа зубьев удовлетворяющие условиям соосности, сборки, соседства. Передаточное отношение проверено графически .

Лист №3. Динамическое исследование механизма

3.1 Исходные данные и постановка задачи

Исходные данные

№ п/п	Наименование параметров	Обозначение	Размерность	Числовые значения
1	Средняя скорость поршня при номинальной нагрузке			6,56
2	Диаметр цилиндра			0,042
3	Отношение длины шатуна к длине кривошипа		-	3,9
4	Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна		-	0,26
5	Вес шатуна			2,353
6	Вес поршня			1,127
7	Момент инерции коленчатого вала (без маховика)
8	Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна
9	Максимальное давление в цилиндре при номинальной нагрузке		Па
10	Приведённый к приводу момент инерции вращающихся деталей привода велосипеда			0,07
11	Число оборотов кривошипа при номинальной нагрузке			4500
12	Угловая координата кривошипа для силового расчёта

Задачи исследования:

Определить закон движения коленчатого вала:

Определить коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала:

3.2 Проектирование механизма

Определяем длину кривошипа:

Определяем длину шатуна:

По найденным размерам строим механизм в масштабе :

Строим механизм в 12 положениях, выделяем положение при 1 = 30.

3.3 Построение индикаторной диаграммы давления и диаграммы сил

1) Построение индикаторной диаграммы давления :

По известному максимальному удельному давлению определяем масштаб индикаторной диаграммы давления.

Значения удельных давлений для каждого положения механизма, приведены в таблице 61-2.

Масштаб оси координат поршня принимаем равные масштабу :

От нулевой точки до шестой, поршень идёт вниз - это рабочий ход (рх); от шестой точки до двенадцатой, поршень идет вверх - это холостой ход (хх).

2) Построение диаграммы сил :

Выбираем масштабы для построения диаграммы сил:



Значение сил в каждой точке определяется по формуле:

Таблица №1

Точки	0	1	1*	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
, Н	2656,12	2079,04	3046,428	732,51	336,71	154,81	25,32	0	-0,31	-3,1	-52,32	-226,22	-707,89	-2656,12

С первой по шестую точку, силы будут положительные и разные по величине, максимальное значение силы будет между нулевой и первой точек:

С шестой по двенадцатую точку, силы будут отрицательные и разные по величине в каждой точке.

3.4 Построение плана скоростей шести положений

Выбираем масштаб построения плана скоростей:

Скорость точки А находиться по формуле:

Скорость точки А является постоянной величиной, поэтому . Тогда масштаб, построения плана скоростей, будет равен:

Скорость точки в каждом положение положении определяется по формуле , скорость точки равна скорости точки . Скорость точки находиться по плану скоростей при помощи отношения . Результаты вычисления скоростей приведены в таблице №2.

Таблица №2

Точки	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
	10,31
	0	6,31	10,11	10,31	7,76	4	0	-4	-7,76	-10,31	-10,11	-6,31	0
	10,31	9,01	5,29	0	5,29	9,01	10,31	9,01	5,29	0	5,29	9,01	10,31
	7,63	8,57	10	10,31	9,43	8,2	7,63	8,2	9,43	10,31	10	8,57	7,63

3.5 Расчёт моментов приведения и построение графика .

Строим модель приведения:

определяется с помощью метода приведения сил, основанного на равенстве элементарных работ или мгновенных мощностей приведённого момента, приложенного к модели, и реальных сил - к реальному механизму.

Просчитаем во всех двенадцати точках. Значения берем с диаграммы сил ; значения скоростей берём с планов скоростей, углы берем так же с плана скоростей. Полученные результаты приведены в таблице №3.

Таблица №3

Точки	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
	0	27,902	15,79	7,447	2,6	0,057	0	-0,012	-0,026	-1,123	-4,828	-9,478	0
	0	111,6	63,16	29,8	10,4	0,23	0	-0,048	-0,1	-4,5	-11,3	-37,9	0

Полученные значения откладываем в системе координат в масштабах:

3.6 Определение методом графического интегрирования.

На графике от нулевой точки влево откладываем отрезок К=50 мм и конец отрезка обозначаем буквой Р. Затем все промежуточные расстояния между точками 0-1, 1-2 и т.д. на оси разбиваем пополам, и из средней точки отрезка проводим линию, параллельную оси , до пересечения с графиком моментов. Из точек пересечения проводим линии, параллельные оси , до пересечения с осью . Полученные точки соединяем отрезками с полюсом Р.

Масштаб работы определяем следующим образом:

Для получения графика, работы движущих сил , параллельно отрезкам, полученных на графике , поочерёдно проводим линии, на графике , на промежутках 0-1, 1-2,…, 11-12. Работа движущих сил , полученная в двенадцатой точке, будет равна работе сил сопротивления , при установившемся режиме.

График работы строим следующим образом: полученную высоту откладываем вниз из двенадцатой точки и соединяем с началом координат.

Чтобы получить суммарную работу - , нужно сложить работу с работой графически.

Для получения графика, момента сопротивления , из полюса Р проводим линию, параллельную линии , до пересечения с осью . Затем, из точки пересечения до 12 точки, проводим линию параллельную оси , это и будет график момента сопротивления .

3.7 Расчет приведённых моментов инерции

Строим модель приведения:

Метод приведения масс и моментов инерции основан на равенстве кинетической энергии звена приведения динамической модели и кинетической энергии реального механизма.

Просчитываем во всех двенадцати точках. Значения берём из исходных данных, значения скоростей берем с плана скоростей.

Точка	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
	9,92	12,86	15,45	17	13,65	10,89	9,92	10,89	13,65	17	15,45	12,86	9,92

Полученные значения откладываем в системе координат в масштабах, и получаем график :

Так как , где и является постоянной величиной, то , следовательно, график будет являться и графиком , в системе координат . Масштаб находиться следующим образом:

3.8 Построение графика кинетической энергии и переход к графику и

Строим систему координат , ось кинетической энергии также будет являться осью работы, масштаб равен масштабу :

Переносим с графика работ график , так как у и одна ось и один масштаб, то график будет являться графиком .

Откладываем на данном графике вниз произвольно значение и проводим на этом расстоянии ось параллельно оси .

Так как

следовательно, вычитая из графика кинетической энергии всего механизма кинетическую энергию второй группы звеньев, строится график кинетической энергии первой группы звеньев, используя при этом формулу перехода из масштаба в масштаб:



Рассчитываем в двенадцати точках.

Затем отмечаем расстояния

Также

так как и являются постоянными величинами, то, следовательно, график является графиком . Масштаб, определяется найти следующим образом:

тогда расстояние до оси равно:

3.9 Проверка коэффициента неравномерности вращения.

3.10 Определение геометрических размеров маховика

Если , то маховик не нужен.

Если , то маховик нужен.

Следовательно, маховик не нужен.

3.11 Выводы

В результате замены механизма динамической моделью, был определён закон движения коленчатого вала ;

Расчётная проверка коэффициента неравномерности показала, что все расчёты относительно верны .

Лист №4. Силовой расчёт

4.1 Исходные данные и постановка задачи

Исходные данные:

Задачи силового расчёта:

Определение момента сопротивления , на кривошипе, и реакции , в кинематических парах.

4.2 Определение угловой скорости и углового ускорения в заданном положении

По графику определяем угловую скорость для заданного угла :

Угловое ускорение определяем по формуле:

4.3 Вычерчиваем схему механизма в данном положении

Масштаб:

4.4 Построение плана скоростей и плана ускорений

Построение план скоростей:

Масштаб плана скоростей:

Из плана скоростей находим:

Построение план ускорений:

Масштаб плана ускорений:

Из плана ускорений находим:

4.5 Определение сил инерции и моментов от сил инерции

Звено 1:

Звено 2:

Звено 3:

4.6 Определение момента сопротивления, на кривошипе, и реакций в кинематических парах

Разбиваем механизм на структурные звенья и применяем принцип Даламбера: если тело находится в равновесии, сумма всех активных сил, приложенных к телу, сил инерции и реакций в кинематических парах равна нулю.

Схема 1:

Схема 2



4.7 Выводы

С помощью силового расчёта определены реакции в кинематических парах и момент сопротивления .

Проведено сравнение с , определённого при динамическом исследовании механизма. Посчитана погрешность .

Лист №5. Проектирование кулачкового механизма

5.1 Исходные данные и постановка задачи

Исходные данные:

Постановка задачи:

Обеспечение заданного закона движения ведомого звена;

Обеспечение отсутствия заклинивания при выполнении условий

Обеспечение наименьших размеров кулачкового механизма.

5.2 Построение кинематических диаграмм

Строим диаграмму аналога ускорений.

Диаграммы аналога скоростей и перемещения получаем путём графического интегрирования графиков аналога ускорений и аналога скоростей соответственно. Принимаем

5.3 Построение вспомогательной диаграммы

Диаграмма строиться в полярных координатах. Перемещение точки В коромысла откладывается по дуге радиуса в масштабе , а величина аналога скорости откладывается в виде отрезка по лучам в масштабе . Значение берем с графика , а значение - с диаграммы .

В крайних точках диаграммы показываем направление скорости и проводим линии, составляющие с угол , то центр вращения кулачка можно выбрать в любой точке внутри и на границе заштрихованной области .

5.4 Построение профиля кулачка методом обращённого движения

Для построения профиля кулачка применяем метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщаем угловую скорость, равную . При этом кулачок остаётся неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка. Строим из центра О две окружности радиуса и радиуса . В произвольном месте откладываем рабочий угол и делим его на части, также как на графике в направление . Из точек 0, 1, 2,…12 радиусом, равного длине толкателя , на окружности определяем положение центра качения толкателя в обращённом движении. Из центра радиусом проводим дуги от окружности и на дугах откладываем перемещение точки В толкателя взятой с графика , полученные точки соединяем плавной кривой которая является центровым профилем кулачка. Выбираем радиус ролика строим конструкционный профиль кулачка как огибающую последовательным положением ролика.

5.5 Проверка передаточных функций

Передаточные функции определяют из планов скоростей и ускорений, построенных в вынужденных масштабах.

Планы скоростей и ускорений строят для заменяющего механизма. Для построения заменяющего механизма, необходимо высшую пару заменить двумя низшими и дополнительным звеном.

Для проверки выберем положение точки толкателя, в которой значения и имеют значения определённые и неравные нулю. В этом положение находим центр кривизны профиля кулачка - точку А. Роль кулачка выполняет кривошип ОА.

Высшую пару заменяют звеном АВ и двумя шарнирами А и В. Кривошипно-шатунный механизм, построенный таким образом, является заменяющим для кулачкового механизма в этом положении. Строим план скоростей в масштабе:

Строим план ускорений в масштабе:

Определим погрешность в %:



5.6 Выводы

Построили кинематические диаграммы движения толкателя с учётом заданного характера изменения ускорений толкателя.

Определили основные размеры кулачкового механизма наименьших размеров с учётом максимально допустимого угла давления .

Построили профиль кулачка.

Определили погрешность построения:

Список литературы

1. Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К., «Теория механизмов и машин» 1987.

2. Рябова Л.Я., Куликова Л.Е. «Динамическое исследование механизмов при установившемся режиме работы»: Методические указания к выполнению курсового проекта. МВТУ, 1983.

3. Астахов М.В., Насонова Г.И. Проектирование кулачковых механизмов: Методическое указание к выполнению курсового проекта. - М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. - 28с.

Размещено на Allbest.ru

...