Курсовая работа (т): Кинематический, динамический и кинетостатический расчёт механизма поршневого насоса

На фазе удаления и возвращения толкатель движется по косинусоидальному закону.

Максимальное линейное перемещение центра ролика коромысла:

Длина коромысла:

По исходным данным определяем максимальные значения ускорений и скоростей толкателя:

Масштабные коэффициенты равны:

.

Построение графиков скоростей и перемещений толкателя будем производить методом графического интегрирования. При этом полюсные расстояния будут равны:

 ; .

.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

Определяем минимальный радиус кулачка Ro и межосевое расстояние  из условия незаклинивания на фазах удаления и возвращения с учётом того, что замыкание толкателя геометрическое. Используя график , строим положения коромысла для фаз удаления и возвращения. На линиях, соответствующих этим положениям, от точки В (центра ролика) откладываются векторы аналогов скорости s' (в масштабе), повернутые на 90° в сторону вращения кулачка. Из концов этих векторов проводятся лучи под углами  к положениям коромысла. Центр вращения кулачка выбирается в зоне, свободной от пересечения лучей. Чтобы избежать резкого изменения кривизны профиля кулачка, переменное смещение е должно иметь небольшие значения. В этом случае за центр вращения кулачка следует выбирать точку, лежащую на перпендикуляре (или вблизи его), восставленном из точки В среднего положения коромысла. Из чертежа получаем ,а минимальный радиус кулачка .

.3 Построение профиля кулачка

Строим центровой профиль кулачка. Выбирается масштаб построения  м/мм. Откладывается линия центров . Из точки  проводятся окружности радиусами Ro мм и  мм, из точки Со- центра вращения коромысла -- радиусом, равным длине коромысла , - дуга до пересечения с окружностью радиусом ro.

Точка пересечения их Во определит положение центра ролика коромысла, соответствующее началу фазы удаления. От точки Во откладывается перемещение центра ролика согласно графику . Из центра О1 через точки В1, В2, ..., В17, проводятся концентрические дуги. От линии центров О1Со в сторону, противоположную вращению кулачка, откладываются фазовые углы . Дуги максимального радиуса, стягивающие углы  делятся на части согласно графику . Полученные точки С1, С2, .. ,  определяют положение центра вращения коромысла в обращенном движении. Для определения положения второй точки коромысла В и обращенном движении следует из точек С1, С2, .. ,  радиусом, равным длине коромысла lвс, сделать засечки по соответствующим концентрическим дугам. Соединив плавной кривой точки 1, 2, ... , 13, получают центровой профиль кулачка на фазах удаления и возвращения. На фазе дальнего стояния профиль кулачка очерчиваются дугой максимального радиуса, на фазе ближнего стояния - дугой минимального радиуса Ro.

. Строим действительный профиль кулачка. Радиус ролика выбирается с учетом двух условий:

1.   (конструктивное условие);

2.   (условие отсутствия заострения действительного профиля кулачка),

где - минимальный радиус кривизны выпуклых участков центрового профиля кулачка. Радиус  определяется с помощью следующего построения. В зоне наибольшей кривизны центрового профиля отмечаем точку. Вблизи от нее на равном расстоянии отмечаем еще две точки и соединяем их с первой точкой хордами. Через середины полученных хорд проводим к ним перпендикуляры, пересекающиеся в точке, которая является центром окружности, проходящей через все три точки. Радиус этой окружности приближенно можно принять за .

Тогда

Принимаем радиус ролика

При силовом замыкании кулачок имеет форму диска. Для построения профиля кулачка выбирается ряд точек, из которых проводятся окружности радиусом, равным радиусу ролика. Огибающая к семейству этих окружностей является действительным профилем кулочка.

.4 Определение углов давления

Строим график зависимости угла давления  от угла поворота кулачка для фаз удаления и возвращения, так как высшая пара имеет геометрическое замыкание (см. чертёж). Определение углов давления производим графическим методом - путём измерения на чертеже.

Результаты определения угла давления  приведены в табл.3.2, на основании которой построен график . Масштабный коэффициент

Таблица 5.1 - Определение углов давления

6. Проектирование планетарной передачи

.1 Подбор чисел зубьев и числа сателлитов планетарного механизма

Передаточное число планетарной передачи:

Подбор чисел зубьев и числа сателлитов однорядного планетарного механизма проводим в такой последовательности:

1. Из условия соосности  и формулы для передаточного отношения выражаем отношение .

меньшим колесом будет колесо .

Принимаем число зубьев меньшего колеса , тогда число зубьев первого колеса будет равно:

Число зубьев колеса 3:

. Производим проверку условия сборки:

- условие выполняется, т.к. q - целое число;

. По условию соседства  определяем предельно допустимое значение числа сателлитов.

 - условие выполняется.

Передаточное отношение зубчатого механизма также определяем графическим методом.

По исходным данным модуль зубчатых колёс:

Принимаем стандартное значение модуля:

• Находим начальные диаметры колес планетарной передачи и вычерчиваем кинематическую схему механизма, приняв масштабный коэффициент m l = 0,001 м/мм;

мм.

 мм.

мм.

 мм.

 мм.

Строим план линейных скоростей. Из точки а откладываем вектор аа’, изображающий скорость точки А колес 1 и 2. Длину вектора принимаем произвольно.

Производим построение планов скоростей (см. чертёж).

Строим план угловых скоростей. На продолжении ОС откладываем отрезок PS произвольной длины. Из точки Р проводим прямые, параллельные линии 1, 2, 2’, 3 и H до пересечения их в точках 1, 2,2’, 3 и H с перпендикуляром к линии PS.

Таким образом передаточное отношение планетарной части редуктора будет равно:

Погрешность построения составляет:

 - построения выполнены правильно.

6.2 Расчет параметров эвольвентного зацепления

Исходные условия:

Число зубьев шестерни: z4 =16,

Число зубьев колеса: z5 =19;

Модуль зубчатого зацепления: m =3;

Угол зацепления: a = 20°

. Шаг зацепления по делительной окружности:

мм

. Диаметр делительной окружности:

мм.

 мм.

. Диаметр основной окружности:

мм.

мм.

. Относительные смещения инструментальной рейки при нарезании колёс:

 ,при

, при

. Угол зацепления:

. Диаметр начальной окружности:

мм.

мм.

. Толщина зуба по делительной окружности:

 мм.

 мм.

8. Межосевое расстояние:

мм.

. Радиусы окружностей впадин:

мм.

мм.

. Радиусы окружностей вершин:

мм.

мм.

. Определение коэффициента торцового перекрытия.

Где

Тогда

6.3 Определение коэффициента полезного действия зубчатого механизма

Коэффициент полезного действия зубчатого механизма определяется в следующей последовательности:

.        Определяем к.п.д. редуктора, в зависимости от величины передаточного отношения и типа входного звена.

Расчётная формула будет иметь вид:

- число пар колёс планетарной ступени редуктора

.        Определяем общий К.П.Д. зубчатого механизма

Вывод: В результате вычислений к.п.д. редуктора составляет 88,8%.

Заключение

В данном курсовом проекте произведён кинематический, динамический и кинетостатический расчёт механизма поршневого насоса.

В первом разделе проведён структурный анализ механизма.

Во втором разделе произведён кинематический анализ рычажного механизма. Построены план механизма, планы аналогов скоростей и ускорений, а так же диаграммы перемещений, скоростей и ускорений для выходного звена.

В третьем разделе произведён динамический анализ механизма. Построены графики приведенных моментов и моментов инерции, графики работ и изменения кинетической энергии и определяется момент инерции маховика. Также определено, что для обеспечения вращения звена приведения с заданным коэффициентом неравномерности вращения = 1/40 необходимо, чтобы постоянная составляющая приведенного момента инерции .

Так как приведенный момент инерции всех вращающихся звеньев  то на вал кривошипа необходимо установить маховик, момент инерции которого