Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Описание схемы и работы машины

Самоходное шасси с двухтактным двигателем внутреннего сгорания предназначено для перемещения грузов. Кривошипно-ползунный механизм 1 - 2 - 3 двигателя преобразует возвратно - поступательное движение поршня 3 во вращательное движение кривошипа 1.

Цикл движении поршня включает такты расширения, когда взорвавшаяся в цилиндре рабочая смесь перемешает поршень из верхней мертвой точки в нижнюю мертвую точку (в конце такта открываются выпускные каналы и продувочные окна цилиндра и продукты горения удаляются в выпускную систему), и такт сжатия, заканчивающийся взрывом впрыснутого в цилиндр топлива. На кривошипном валу закреплен кулачок плунжерного насоса, при помощи которого осуществляется смазывание всех подвижных соединений двигателя.

Передача движения на ведущие колеса шасси осуществляется через коробку передач и через редуктор заднего моста. Коробка передач состоит из планетарной передачи - Н и ступени внешнего зацепления .

При расчетах принять: 1) масса звеньев: шатуна

где q =10 кг/м; ползуна кривошипа

2)центр масс шатуна в точке с координатой кривошип уравновешен; 3) моменты инерции относительно центров масс: шатуна кривошипа 4)закон движении толкателя при удалении и возвращении - № 6;

5) модуль зубчатых колес определять по формуле

,

где - приведенный момент сопротивления, Н*м.

Сопротивления при резании древесины пильным полотном постоянно.



2. Задачи исследования. Блок-схема исследования динамики машинного агрегата

Задачами исследования динамики машинного агрегата являются:

1 ) оценка динамической нагруженности машины в целом;

2) оценка динамической нагруженности отдельных механизмов, входящих в состав машины.

Оценка динамической нагруженности машины включает определение уровня неравномерности вращения главного вала проектируемой машины и приведение его в соответствие с заданным коэффициентом неравномерности вращения (динамический синтез машины по заданному коэффициенту неравномерности движения), а также определение закона вращения главного вала машины после достижения заданной неравномерности вращения (динамический анализ машины). Параметром, характеризующим динамическую нагруженность машины, является коэффициент динамичности. поршень агрегат машинный кинематический

Динамическая нагруженность отдельных механизмов машины оценивается величиной и направлением реактивных сил и моментов сил в кинематических парах (динамический анализ механизмов). Поскольку при определении реактивных нагрузок используется кинетостатический метод расчета, то динамический анализ механизмов включает последовательное выполнение кинематического анализа, а затем кинетостатического силового расчета. В движении входного звена исполнительного рычажного механизма имеют место колебания угловой скорости, основными причинами которых являются:

1) несовпадение законов изменения сил сопротивления и движущих сил в каждый момент времени;

2) непостоянство приведенного момента инерции звеньев исполнительного и некоторых вспомогательных механизмов.



3. Динамика машинного агрегата

3.1 Структурный анализ рычажного механизма

Формула строения: I(0;1)>II(2;3).

Класс механизма: II класс.

3.2 Геометрический синтез рычажного механизма

Входные параметры для выполнения геометрического синтеза:

Моменты инерции относительно центров масс:

3.3 Построение плана положений механизма

- начальная обобщенная координата, соответствующая наиболее удаленному крайнему положению ползуна.



Выбор масштабного коэффициента длины м_s для этого принимаем ОА=50 мм

3.4 Определение кинематических характеристик кривошипно-ползунного механизма и контрольный расчет для положения №2 (аналитически)

Кинематические характеристики определяются по формулам, выведенным для метода замкнутого векторного контура.

Расчет кинематических характеристик:

м

м

м

м

м



Для сравнения произведем определение кинематических характеристик построением плана аналогов скоростей. Для построения плана аналогов скоростей примем . В этом случае отрезок ра изображает аналог скорости точки А: . Известно, что . Поскольку между скоростями и аналогами скоростей существует пропорциональность, то для точки В записываются аналогичные векторные уравнения:

Построение точки S₂ на плане находим по теореме подобия. Произведем графический расчет.

Находим на плане проекции точки S₂ - S_2x и S_2y .

Из плана находим передаточные функции (аналоги скоростей):

Сопоставление результатов расчетов приведено ниже:



3.5 Обработка индикаторной диаграммы и определение внешних сил, действующих на поршень

Индикаторная диаграмма представляет собой графическое изображение зависимости давления Р от перемещения ползуна S. Требуется определить значение давления Р и силы F для всех положений механизма.

Для обработки индикаторной диаграммы выбираем масштабный коэффициент :

Сила, действующая на поршень, рассчитывается по формуле:

- площадь днища поршня:

,

где d - диаметр поршня.

3.6 Динамическая модель машинного агрегата

В движении входного звена исполнительного рычажного механизма имеют место колебания угловой скорости , основными причинами которых являются:

1) несовпадение законов изменения сил сопротивления и движущих сил в каждый момент времени;

2 ) непостоянство приведенного момента инерции звеньев исполнительного и некоторых вспомогательных механизмов.

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.

В качестве такой модели рассматривается условное вращающееся звено - звено приведения , которое имеет момент инерции I_п относительно оси вращения (приведенный момент инерции) и находится под действием момента сил М_П (приведенного момента сил). В свою очередь

где - приведенный момент движущих сил;

- приведенный момент сил сопротивления.

Динамические характеристики М_П и I_П 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. , ,

3.6.1 Определение приведенных моментов сил сопротивления и движущих сил

Определение выполняется из условия равенства мгновенных мощностей:



,где

F_X , F_Y - проекции силы F_i на оси координат;

- проекции аналогов скорости точки приложения силы F_i;

- передаточная функция от i-гo звена, к которому приложен момент М_i, к звену 1;

sign(щ₁) = -1 при направлении вращения звена 1 по часовой стрелке.

Интегрирование выполняется численным методом по правилу трапеций

где - шаг интегрирования в радианах.

С учетом

Определение переменной составляющей приведенного момента инерции и его производной

Переменная составляющая определяется из условия равенства кинетических энергий, т.е. кинетическая энергия звена приведения , имеющего момент инерции , равна сумме кинетических энергий звеньев, характеризуемых переменными передаточными функциями:



Разделив это выражение на , с учетом того, что

, получим:

Производная , необходимая в последующем для определения закона движения звена приведения, имеет вид:

ределение постоянной составляющей приведенного момента инерции и момента инерции маховика

В основу расчета положен метод Н.И. Мерцалова. Для определения изменения кинетической энергии машины предварительно определяем работу движущих сил . 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 Мерцалова, определяется приближенно по средней угловой скорости :

Далее из полученного за цикл массива значение , находим максимальную и величины, используя которые, вычисляем максимальный перепад кинетической энергии:

Тогда необходимая величина , при которой имеет место вращение звена приведения с заданным коэффициентом неравномерности , равна:



Момент инерции маховика определяется как

- приведенный момент инерции всех вращающихся масс машины (ротора, зубчатых колес, кривошипа).

Иногда величина может оказаться больше полученного значения . Это означает, что не требуется установка маховика.

Дж

Определение закона движения звена приведения

С помощью зависимости , используемой при определении постоянной составляющей приведенного момента инерции по методу Мерцалова, можно получить зависимость угловой скорости звена приведения

Для любого положения кинетическая энергия звеньев, обладающих постоянным приведенным моментом инерции , ровна:



Так как

то текущее значение угловой скорости

Угловое ускорение определяется из дифференциального уравнения движения звена приведения:

Схема алгоритма программы исследования динамической нагруженности машинного агрегата

Рассмотренные в предыдущих параграфах материалы позволяют разработать программу исследования динамической нагруженности машинного агрегата. В качестве объекта исследования взята технологическая машина, в которой основным исполнительным механизмом является кривошипно-ползунный механизм.

Осуществляется ввод данных (блок 1). Пример подготовки исходных данных показан в таблице. Следует обратить внимание на соответствие направления вращения кривошипа , знака , по отношению к положительному направлению соответствующей оси координат, а также на знак величины эксцентриситета е.

В блоке 2 вычисляются угловой шаг , максимальная координата ползуна, и присваивается начальное значение обобщенной координате.

Далее в цикле по (блоки 4-9) вычисляются кинематические характеристики рычажного механизма, динамические характеристики , кинетическая энергия , работа сил сопротивления .

По окончании цикла определяется приведенный момент движущих сил (блок 10).

В новом цикле (блоки 11-12) производится вычисление

В подпрограмме (блок 13) из массива находятся экстремальные значения и , что позволяет в блоке 14 определить величины , а также .

После вычисления в цикле (блоки 15 и 16 , производится печать результатов расчета (блок 17).

3.7 Обработка результатов вычислений

Результаты вычислений, выполненные на ЭВМ по приведенному ранее алгоритму даны в распечатке, по ним на листе 1 строим следующие графики:

1. Графики кинематических характеристик:



2. Графики переменной составляющей приведенного момента инерции и его составляющих: A,B,C;

3. Графики приведенных моментов движущих сил и сил сопротивления:

4. Графики работ движущих сил и сил сопротивления:

5. Графики изменения кинетической энергии машины и изменение кинетической энергии постоянной составляющей приведенного момента инерции ;

6. Графики изменения угловой скорости и углового ускорения кривошипа:



Выводы

Для обеспечения равномерного вращения кривошипа с заданным коэффициентом неравномерности необходимо, чтобы постоянная составляющая приведенного момента инерции .

Т.к. , то необходимо установить маховик с моментом инерции .

Полученный коэффициент неравномерности равен



4. Динамический анализ нагруженности рычажного механизма. Задачи динамического анализа рычажных механизмов

Конечной целью динамического анализа рычажного механизма является определение реакций в кинематических парах и уравновешивающего (движущего) момента, действующего на кривошипный вал со стороны привода. Указанные задачи решаются методом кинетостатики, основанным на принципе Даламбера. Этот метод предполагает введение в расчет инерционных нагрузок (главных векторов и главных моментов сил инерции), для определения которых требуется знать ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев. Поэтому силовому расчету предшествует кинематический анализ механизма по известному уже закону вращения кривошипа.

4.1 Кинематический анализ механизма

Необходимо определить координаты точек и звеньев, их скорости и ускорение точек проводится графически методом планов для расчетного положения №2 и аналитически с использованием ЭВМ для 12 положений.

Графический метод планов скоростей и ускорений Данный метод заключается в последовательном построении планов положений, скоростей и ускорений. Выбираем масштабный коэффициент построения :



Т.к. механизм 2-го класса, то план строится геометрическим методом засечек, повернув входной кривошип 1 на угол .

Начиная от входного кривошипа 1 определяют действительную скорость вращающейся точки А кривошипа:

Принято

Отрезок скорости

Т.к. вектор перпендикулярен радиусу, то и направлен в сторону .

В структурной группе 2 ( 2,3 ) определяем скорость точки В. Построение проведем по следующим двум векторным уравнениям :

- относительная поступательная,

- относительная вращательная.

Из плана скоростей определяем



Угловая скорость звена 2:

Скорость точки В:

Точку S₂ звена 2 строим на плане скоростей по свойству подобия:

Скорость точки S₂ шатуна :

Начиная от кривошипа 1 определяем линейное ускорение вращающейся точки А кривошипа:

Нормальное ускорение :

Тангенциальное ускорение:



Принимаем:

Отрезки ускорений:

Т.к. ОА, то ,

В структурной группе 2(2,3) определяем ускорение точки В. Имеем два векторных уравнения:

Отрезки ускорений:

Угловое ускорение:



Точку S₂ звена 2 строим на плане скоростей по свойству подобия:

Ускорения точек S₂ и В определяются соответственно:

налитическая кинематика механизма

Координаты точек и звеньев, рассчитанных ранее в подразделе 3.4

Скорости точек и звеньев и рассчитывается по ранее найденным аналогам скоростей:

Ускорения точек и звеньев определяются по ранее рассчитанным аналогам ускорений и аналогам скоростей:

4.2 Силовой расчет механизма

Задачи:

1) определение внешних сил на звеньях

2) определение внутренних реакций в кинематических парах

3) определение внешней уравновешивающей нагрузки на входном звене

Расчет ведется графоаналитическим методом планов для одного положения №2 и аналитическим с помощью ЭВМ для 12 положений.

Расчет планов сил графическим методом

Заключается в графическом решении векторных уравнений равновесия звеньев и структурных групп.

а) Внешняя движущая сила на поршне в положении №2

и направлена или по скорости V_B при расширении или против при сжатии.

б) Силы веса звеньев:

Инерционные нагрузки звеньев:

- поршня 3 при поступательном движении сводится к вектору сил инерции

- шатуна 2 при ППД сводится к вектору и моменту сил инерции



- кривошипа 1 при неравномерном вращении сводят к вектору и к моменту

Векторы сил инерции - приложены в центрах масс S_i и направлены

противоположно векторам ускорений . Моменты направлены противоположно угловым ускорениям.

Т.к. силовой расчет ведется по структурным группам, то выделяем структурную группу (2,3) из состава механизма и вычерчиваем ее в масштабе

На звеньях группы в соответствующих графиках показываем внешние силы:

В точках отделения группы от механизма показываются неизвестные крайние реакции:

- во вращательной паре А

- в поступательной паре В , ).

Покажем плечи :

Сумма моментов сил звена 2 относительно точки В:



Запишем векторное уравнение равновесия сил группы (2,3):

4.3 Обработка результатов вычислений

По результатам расчетов строим на листе 2.

За начало отсчета углов берем ось x.

1. годографы реакций во вращательной паре в масштабе сил

а.) реакция в кинематической паре О с отрезками и полярными углами

б.) реакция в кинематической паре А с отрезками и полярными углами

в.) реакция в кинематической паре В с отрезками и полярными углами

2. график реакции в поступательной паре В в функции перемещения ползуна в масштабе с отрезками .



Выводы

Результаты определения реакций в кинематических парах дают возможность выполнять прочностные расчеты звеньев, правильно подходить к конструктивному оформлению подвижных соединений (выбор подшипников, условий смазки и т.д.), количественно оценивать трение и износ. А также коэффициенты полезного действия.



5. Проектирование кулачкового механизма

Задачи синтеза кулачкового механизма:

1) Составление алгоритма расчета кинетических характеристик (перемещения, аналога скорости и аналога ускорения толкателя) для двух контрольных положений на фазе удаления и возвращения.

2) Определения основных размеров кулачкового механизма.

3) Определение координат точек профиля кулачка, обеспечивающих требуемый закон движения толкателя.

Основным методом синтеза является аналитический с использованием ЭВМ, а для иллюстрации результатов и графической проверки использует метод графиков и диаграмм.

5.1 Входные параметры и условия синтеза

- линейный ход толкателя h=0,042 м;

- смещение оси толкателя е не задано;

- направление вращения кулачка - против часовой стрелки;

- закон движения толкателя:

на фазе удаления - косинусоидальный;

на фазе возвращения - равномерно убывающий;

- углы поворота кулачка:

угол удаления - ц_y=120⁰;

угол дальнего стояния - ц_д.с.= 0;

угол возвращения - ц_в =120⁰;

- масса толкателя - m_T =0.075 кг;

- угловая скорость вращения кулачка - w_K = w₁ = 125 paд/с



5.2 Расчет и построение кинематических характеристик движения толкателя

Переведем значения фазовых углов в радианную меру:

Рабочий угол поворота кулачка:

Так как при вычислении с помощью ЭВМ фазовые углы удаления и возвращения разделены на 12 участков каждый, вычислим приращения угла поворота кулачка (шаг) на обеих фазах:

Для заданного закона движения рассчитываем максимальные значения и :

На фазе удаления по косинусоиде:



На фазе возвращения для равномерно убывающего ускорения:

Для контрольных положений №5 на фазе удаления и №21 на фазе возвращения рассчитываем аналитически значения перемещения, аналога скорости и аналога ускорения:

№8 для фазы удаления:

Перемещение равно:

Аналог скорости:



Аналог ускорения:

№21 для фазы возвращения:

Перемещение равно:

Аналог скорости:

Аналог ускорения:



5.3 Построение графиков кинематических характеристик

Выбираем масштабный коэффициент м_?:

Определяем отрезки, соответствующие фазовым углам:

Принимаем масштабные коэффициенты для графиков:

- для перемещения

- для аналога скорости

- для аналога ускорения

Ординаты графиков вычислены как:



5.4 Построение совмещенной диаграммы - и определение основных размеров механизма

В основу определения минимального радиуса кулачка R₀ положено условие, что профиль кулачка должен быть выпуклым во всех его точках. Задача решается построение диаграммы - в масштабе .

На основании файла результатов вычислений по оси откладываются перемещения толкателя от начального положения 1, в результате получаем точки 2, 3 и т.д. Из этих точек перпендикулярно оси откладываем отрезки, изображающие аналог ускорения толкателя в соответствующих положениях. Концы отрезков соединяются плавной линией. К построенной диаграмме в зоне наибольших отрицательных значений проводим касательную под углом 45⁰ к оси до пересечения с этой осью в точке О. Затем пускаем точку О на 10 мм и получаем точку О₁. Затем находим радиуса кулачка R₀:

Аналитически минимальный радиус R₀ определяется из той же диаграммы - по формуле:

5.5 Определение полярных координат и построение профиля кулачка

На основании выше приведенной схемы радиус-вектор профиля кулачка равен:



Профиль кулачка строим следующим образом. Проводим окружность радиуса и через ее центр О линию движения толкателя, на которой наносим разметку хода толкателя в соответствии с графиком S_T(?₁) - точки А₁,А₃, А₅ и т.д. Откладываем фазовые углы ?_у и ?_в. Дуги, стягивающие эти углы делим на 12 равных частей в соответствии с графиком S_T(?₁) и отмечаем точки 1,3,5 и т.д. Из этих точек проводим лучи в центр О, а из точек А₁,А₃, А₅ поводим дуги с центром в точке О до пересечения с соответствующими лучами. Из точек пересечения проводим перпендикуляры к лучам. Эти перпендикуляры определяют положения плоскости толкателя в обращенном движении. На них откладываем отрезки, равные соответствующим аналогам скоростей , получая точки и т.д. Соединив их плавной кривой получаем профиль кулачка.

Выводы

1) Спроектировали кулачковый механизм с вращающимся кулачком и тарельчатым толкателем по заданному ходу и законам движения.

2) Основные размеры механизма определены из условия выпуклости профиля кулачка:

- минимальный радиус

3) Рассчитаны полярные координаты действительного профиля кулачка.



Заключение

1) Для обеспечения заданного хода поршня размеры рычажного механизма должны быть: , , .

Кинематический анализ выполнялся аналитически на ЭВМ с расчетом аналогов скорости и ускорения.

Задача динамического синтеза машинного агрегата состояла в определении постоянной составляющей приведенного момента инерции и момента инерции маховых масс по заданному коэффициенту неравномерности вращения коленчатого вала.

Динамика машинного агрегата рассчитывалась по упрощенной динамической модели с вращающимся звеном приведения, в качестве которого принят кривошип 1 .

Задача динамического анализа движения звена приведения состояла в определении действительной угловой скорости и ускорения и решалась из уравнения кинетической энергии звена приведения и его дифференциального уравнения движения.

2) В разделе силового расчета рычажного механизма определялись реакции в кинематических парах и уравновешивающая нагрузка Мур от внешних сил; сил давления газов на поршень, сил веса звеньев и инерционных нагрузок Fu и Mu . Силовой расчет проводился методом плана для одного положения №2 и для 12 положений аналитически на ЭВМ. По этим результатам построены годографы и графики изменения реакций за цикл работы . По форме годографов можно оценить нагруженность подшипников и кинематических пар.

3) Спроектирован кулачковый механизм с вращающимся кулачком с роликовым толкателем. Основные размеры определялись из условия недопущения заклинивания.



Список используемой литературы

1. "Курсовое проектирование по ТММ" под редакцией Г.Н.Девойно Мн : Высшая школа, 1986

2. "Динамика машин и механизмов в установившемся режиме движения." Учебное методическое пособие по курсовому проектированию / П.П. Анципорович . В.И. Акулич - Мн/ БГПА, 2002

3. "Программа синтеза кулачковых механизмов " Методическое пособие по курсовому проектированию / П.П. Анципорович . В.И. Акулич - Мн/ БГПА, 1998

4. Методическое указание по курсовому проетированию по ТММ для студентов механических специальностей. Синтез кривошипно- ползунных механизмов/ П.П. Анципорович . - Мн/ БГПА, 2002

Размещено на Allbest.ru

...