Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Введение

 

Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, имеющих целью повышение производительности и облегчение труда людей, а также обеспечение средств исследования законов природы и жизни человека.

Целью создания машины являются увеличение производительности и облегчение физического труда человека путем замены человека машиной. Созданные человеком машины могут управлять производственными и другими процессами по определенным, заранее составленным программам и в некоторых случаях автоматически обеспечивать процесс с оптимальными результатами. [1]

Основной целью курсового проектирования является подготовка к комплексному проектированию определенной машины или механизма. Выполняя курсовой проект, студенты знакомятся с общими принципами исследований кинематических и динамических свойств механизмов методами проектирования их. При курсовом проектировании начинается профессиональное становление будущего инженера – приобретение опыта самостоятельного решения задач, связанных с производственной деятельностью. [2]

 

1. Техническое задание

 

Краткое описание работы механизма

 

Поршневой насос принадлежит к насосам объемного типа и характеризуется наличием одной или нескольких камер, в которых возвратно-поступательно двигаются поршни, сообщая перекачиваемой жидкости или газу избыточное давление. Изоляция камеры от полостей всасывания и нагнетания в процессе работы осуществляется с помощью впускного и нагнетающего клапанов. Особенностью поршневых насосов является периодический, пульсирующий характер подачи, обуславливающий неравномерность давлений и подачи по времени.

Для поршневых насосов наряду с кривошипно-ползунными механизмами для увеличения производительности применяются кулисные механизмы. В задании поршневой насос состоит из кулисного О₂АО₃ и шатунного ОВС механизмов (рис. 1а). На ведущий вал О₂ крутящий момент передается от вала электродвигателя через привод насоса (рис. 1б). Рабочим ходом является процесс нагнетания. Нагнетание происходит медленнее, чем всасывание рабочего тела, соответственно этому необходимо выбирать направление вращения кривошипа О₂А.

Кулачковые механизмы служат для открывания всасывающего и нагнетающего клапанов. В задании необходимо спроектировать кулачковый механизм, показанный на рис. 1в, который служит для нагнетания рабочего тела. Кулачки получают вращение от вала кривошипа через ременную передачу с передаточным отношением 1 (на рис. не показана). Диаграммы ускорений толкателя даются на рис. 1г. [3]

 

Рис. 1

 

Исходные данные

 

Расстояние между стойками

ход ползуна H = 0,11 м;

отношения

конструктивный угол III звена ν = 80°;

коэффициент изменения скорости хода К = 2;

длина толкателя ℓ_ED = 0,22 м;

полный угол размаха толкателя β_max = 19°;

минимальный угол передачи движения γ_min = 45°;

числа зубьев колес Z₁ = 21, Z₂ = 47, Z₆ = 12, Z₇ = 18;

модули m₁ = 5 мм; m₂ = 5,5 мм;

коэффициент неравномерности хода δ = 1/3;

погонный вес q = 120 H/м;

межосевое расстояние

частота вращения двигателя n_дв = 1530 об/мин;

передаточное отношение u_1-5 = 15,85;

зацепления Z₆ – Z₇ неравносмещенное;

сила полезного сопротивления Р_пс = 158 Н;

коэффициент смещения Х выбирать из условия обеспечения заданного межосевого расстояния.

Примечания:

1. Фазовые углы кулачкового механизма для нагнетающего клапана φ_у = 0,5 φ_рх, φ_д = 0,2 φ_рх, φ_в = 0,6 φ_хх.

2. Веса звеньев G₃ = q∙ℓ₃, G₄ = q∙ℓ₄, G₅ = λ∙G₄.

3. Моменты инерции вычисляются по формуле  где g – ускорение свободного падения.

4. Приведенный момент сил движущих – величина постоянная.

 

Профилирование кулачка

 

Из центра О проводим окружность радиусом . На дуге, описанной из центра Е радиусом ℓ_ED, проводим разметку пути точки D согласно графику

 

β = β(t).

 

Обращаем движение. Из центра О радиусом ОЕ описываем дугу и в направлении обратном вращению кулачка откладываем от радиуса ОЕ углы φ_у, φ_д, φ_в, которые делим затем на равные части соответственно промежуткам графика β = β(t); обозначаем полученные точки деления 1' – 13'.

Из этих точек проводим дуги радиусом ℓ_ED, а из центра О засекаем их радиусами ОD₁ – OD₁₃. Соединяя точки пересечения построенных дуг плавной кривой, получаем теоретический профиль кулачка.

Радиус ролика выбираем из следующих соображений:

 

r_p ≤ 0,4∙  или r_p ≤ 0,8∙ρ_min,

 

где ρ_min – минимальный радиус кривизны профиля кулачка.

Определяем графически ρ_min = 6,64 мм.

0,4∙ = 0,4∙44,28 = 17,71 мм,

0,8∙ρ_min = 0,8∙6,64 = 5,32 мм.

Из двух значений принимаем наименьшее, тогда r_p = 5,32 мм (в масштабе чертежа μ_ℓ получаем  мм). Внутренняя огибающая окружностей, описанных радиусом ролика, центр которого перемещается по теоретическому профилю, образует искомый рабочий профиль кулачка.

 

Расчет привода машины

 

Дано:

числа зубьев колес Z₁ = 21, Z₂ = 47, Z₆ = 12, Z₇ = 18;

модули m₁ = 5 мм; m₂ = 5,5 мм;

передаточное отношение U_1-5 = 15,85;

частота вращения двигателя n_дв = 1530 об/мин;

межосевое расстояние

зацепления Z₆ – Z₇ неравносмещенное, коэффициент смещения Х выбирать из условия обеспечения заданного межосевого расстояния;

кинематическая схема привода представлена на рис. 5.

 

Рис. 5

 

Привод машины состоит из двух пар зубчатых колес с неподвижными осями и планетарной передачи. Определим передаточное отношение планетарной передачи .

Передаточное отношение от водила к 5-му колесу определяется по формуле

 

,

.

 

Методом подбора разбиваем передаточное число следующим образом

 

, Z₃ = 23, Z₄ = 30, Z'₄ = 23, Z₅ = 25.

Силовой расчет механизма

 

Данные для расчета:

отношения

погонный вес q = 120 H/м;

сила полезного сопротивления Р_пс = 158 Н;

Требуется определить давление в кинематических парах, уравновешивающую силу (момент).

Выбираем положение во время рабочего хода машины, в котором имеет место наибольшее ускорение рабочего органа – 7-е положение. Строим планы положения механизма в масштабе μ_ℓ = 0,00175 , скоростей – μ_v = 0,01 , ускорений – μ_а = 0,05 .

Определяем положение центров тяжестей звеньев на планах

а) механизма

 

;

;

 

б) скоростей

 

;

;

 

в) ускорений

;

.

 

Определяем веса звеньев

 

G₃ = q∙ℓ₃ = 120∙0,157 = 18,84 H;

G₄ = q∙ℓ₄ = 120∙0,367 = 44,04 H;

G₅ = λ∙G₄ = 0,32∙44,04 = 14,09 H.

 

Определяем силы инерции

 

;

;

.

 

Определяем моменты инерции звеньев

 

;

;

.

 

Определяем угловые ускорения и моменты сил инерции звеньев

;

;

;

.

 

Определяем плечи сил инерции

 

;

.

 

Силовой расчет механизма начинаем с последней присоединенной группы Ассура – . На эту группу действует сила полезного сопротивления Р_пс, сила тяжести поршня G₅, сила инерции поршня Р_и5, реакция стойки R₀₅, вес шатуна G₄, сила инерции шатуна Р_и4, реакция отброшенного звена R₃₄ (  и ).

Уравнение равновесия группы под действием этих сил имеет следующий вид

 

.

 

Величину и направление силы  можно найти из уравнения моментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки С

;

.

 

Строим план сил в масштабе μ_Р = 1 Н/мм и замеряем недостающие силы R₀₅ = 33,15 Н; = 97,73 Н; = 97,67 Н.

Переходим к следующей группе Ассура . На нее действуют сила реакции предыдущей группы R₄₃, сила инерции коромысла Р_и3, вес коромысла G₃, реакция стойки R₀₃, реакция отброшенного звена R₁₂.

Уравнение равновесия группы под действием этих сил имеет следующий вид

 

.

 

Величину и направление силы  можно найти из уравнения моментов всех сил, действующих на звено 3, относительно точки О₃

 

;

.

.

 

Строим план сил и замеряем недостающие силы R₀₃ = 103,27 Н.

Рассмотрим ведущее звено – кривошип. На него действует сила реакции предыдущей группы R₂₁, реакция стойки R₀₁, уравновешивающая сила Р_ур.

Уравнение равновесия группы под действием этих сил имеет следующий вид

 

.

 

Величину и направление силы Р_ур можно найти из уравнения моментов всех сил, действующих на звено 1, относительно точки О₂

 

;

.

.

 

Строим план сил и определяем недостающие силы R₀₁ = 59,29 Н.

Определим уравновешивающую силу с помощью рычага Жуковского.

Строим план скоростей и в соответствующих точках прикладываем внешние силы и силы инерции, поворачивая их на 90° по часовой стрелке. Составляем уравнение равновесия рычага

 

;

0.

 

Отсюда получаем

 

 

Расчет маховика

 

Для каждого положения механизма определяем приведенный к главному валу момент сил сопротивления, определяемый из условия равенства мощности приведенного момента и мощности силы полезного сопротивления

 

 

Для каждого положения механизма определяем приведенный к главному валу момент инерции, определяемый из условия равенства кинетических энергий

 

;

.

 

Результаты всех расчетов и замеров сведены в таблицу 6.

 

Табл. 6

№	Mпр, Н∙м	Jпр, кг∙м2	ℓΔЕ, мм	, Дж	JMX + Jnp, кг∙м2	ω1, рад
0	0,00	0,0000	0,00	6,55	0,2214	7,69
1	2,46	0,0025	6,83	6,91	0,2239	7,86
2	3,87	0,0064	4,75	6,80	0,2278	7,73
3	4,97	0,0104	-3,52	6,37	0,2318	7,41
4	5,72	0,0128	-16,47	5,69	0,2342	6,97
5	5,96	0,0126	-31,96	4,87	0,2340	6,45
6	5,49	0,0095	-47,00	4,08	0,2309	5,95
7	3,88	0,0042	-57,42	3,54	0,2256	5,60
8	0,00	0,0000	-56,23	3,60	0,2214	5,70
9		0,0245	-42,17	4,34	0,2459	5,94
10		0,0732	-28,11	5,08	0,2946	5,87
11		0,0104	-14,06	5,81	0,2318	7,08

 

Строим графики М^пр и J^пр в масштабах μ_φ = 0,0175 рад/мм, μ_М = 0,1 Н∙м/мм и μ_J = 0,0008 кг∙м²/мм. Графическим интегрированием графика моментов получаем график приведенных работ (полюсное расстояние H = 30). Далее получаем график ΔЕ^пр(φ), его масштаб будет равен

 

.

 

Определяем минимальную и максимальную угловую скорость кривошипа

 

;

.

 

Находим углы касательных к диаграмме

 

;

.

 

Графически исключаем параметр φ и строим график ΔЕ^пр(J). Проводим к нему касательные под углами ψ_max и ψ_min. Точка пересечения касательных – новое начало координат графика.

Замеряем

 

J_MX = 276,75∙0,0008 = 0,2214 кг∙м²;

Е^пр₀ = 124,79∙0б0525 = 6,552 Дж.

 

Принимаем диаметр маховика d_MX = 0,5 м, тогда вес обода будет

 

;

 

вес маховика с ободом и спицами равен G_MX = 1,3∙G_об = 1,3∙34,75 = 45,18 Н.

Угловую скорость кривошипа в каждом положении механизма находим по формуле , результаты расчета занесены в таблицу 6. График изменения угловой скорости строим в масштабе 0,1 (рад/с)/мм.

Определяем мощность двигателя по формуле

 

.

 

Список литературы

 

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов. – М., Издательство "Наука", 1965. – 776 с., ил.

2. Аллилуева Л.А., Езерская С.В., Кунивер А.С., Янченко Т.А. Методические указания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин. 3-е изд., стереотипное. – Ижевск, Издательство ИжГТУ, 2004. – 72 с., ил.

3. Газизова З.С., Русаева В.А., Янченко Т.А. Задания для курсового проекта по теории механизмов и машин. Насосы и двигатели внутреннего сгорания. – Ижевск, Издательство ИжГТУ, 1980. – 32 с., ил.

4. Болотовская Т.П., Болотовский И.А., Смирнов В.Э. Справочник по корригированию зубчатых колес. – М.: Машгиз, 1962. – 216 с., ил.

5. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектировании по теории механизмов и машин. – Киев, Издательство "Вища школа", 1970. – 332 с., ил.

Введение

 

Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин, имеющих целью повышение производительности и облегчение труда людей, а также обеспечение средств исследования законов природы и жизни человека.

Целью создания машины являются увеличение производительности и облегчение физического труда человека путем замены человека машиной. Созданные человеком машины могут управлять производственными и другими процессами по определенным, заранее составленным программам и в некоторых случаях автоматически обеспечивать процесс с оптимальными результатами. [1]

Основной целью курсового проектирования является подготовка к комплексному проектированию определенной машины или механизма. Выполняя курсовой проект, студенты знакомятся с общими принципами исследований кинематических и динамических свойств механизмов методами проектирования их. При курсовом проектировании начинается профессиональное становление будущего инженера – приобретение опыта самостоятельного решения задач, связанных с производственной деятельностью. [2]

 

1. Техническое задание

 

Краткое описание работы механизма

 

Поршневой насос принадлежит к насосам объемного типа и характеризуется наличием одной или нескольких камер, в которых возвратно-поступательно двигаются поршни, сообщая перекачиваемой жидкости или газу избыточное давление. Изоляция камеры от полостей всасывания и нагнетания в процессе работы осуществляется с помощью впускного и нагнетающего клапанов. Особенностью поршневых насосов является периодический, пульсирующий характер подачи, обуславливающий неравномерность давлений и подачи по времени.

Для поршневых насосов наряду с кривошипно-ползунными механизмами для увеличения производительности применяются кулисные механизмы. В задании поршневой насос состоит из кулисного О₂АО₃ и шатунного ОВС механизмов (рис. 1а). На ведущий вал О₂ крутящий момент передается от вала электродвигателя через привод насоса (рис. 1б). Рабочим ходом является процесс нагнетания. Нагнетание происходит медленнее, чем всасывание рабочего тела, соответственно этому необходимо выбирать направление вращения кривошипа О₂А.

Кулачковые механизмы служат для открывания всасывающего и нагнетающего клапанов. В задании необходимо спроектировать кулачковый механизм, показанный на рис. 1в, который служит для нагнетания рабочего тела. Кулачки получают вращение от вала кривошипа через ременную передачу с передаточным отношением 1 (на рис. не показана). Диаграммы ускорений толкателя даются на рис. 1г. [3]

 

Рис. 1

 

Исходные данные

 

Расстояние между стойками

ход ползуна H = 0,11 м;

отношения

конструктивный угол III звена ν = 80°;

коэффициент изменения скорости хода К = 2;

длина толкателя ℓ_ED = 0,22 м;

полный угол размаха толкателя β_max = 19°;

минимальный угол передачи движения γ_min = 45°;

числа зубьев колес Z₁ = 21, Z₂ = 47, Z₆ = 12, Z₇ = 18;

модули m₁ = 5 мм; m₂ = 5,5 мм;

коэффициент неравномерности хода δ = 1/3;

погонный вес q = 120 H/м;

межосевое расстояние

частота вращения двигателя n_дв = 1530 об/мин;

передаточное отношение u_1-5 = 15,85;

зацепления Z₆ – Z₇ неравносмещенное;

сила полезного сопротивления Р_пс = 158 Н;

коэффициент смещения Х выбирать из условия обеспечения заданного межосевого расстояния.

Примечания:

1. Фазовые углы кулачкового механизма для нагнетающего клапана φ_у = 0,5 φ_рх, φ_д = 0,2 φ_рх, φ_в = 0,6 φ_хх.

2. Веса звеньев G₃ = q∙ℓ₃, G₄ = q∙ℓ₄, G₅ = λ∙G₄.

3. Моменты инерции вычисляются по формуле  где g – ускорение свободного падения.

4. Приведенный момент сил движущих – величина постоянная.