Дипломная работа: Рычажный механизм цепной пилы

Содержание

1. Описание работы механизма и исходные данные для проектирования. Бензомоторная пила

2. Задачи исследования. Блок-схема исследования машинного агрегата

3. Динамика структурного агрегата

3.1 Структурный анализ рычажного механизма

3.2 Геометрический синтез рычажного механизма

3.3 Построение плана положений механизма

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

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

3.6 Динамическая модель машинного агрегата

3.7 Обработка результатов вычислений

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

4.1 Кинематический анализ механизма

4.2 Силовой расчет механизма

4.3 Обработка результатов вычислений

5. Проектирование кулачкового механизма

5.1 Входные параметры и условия синтеза

5.2 Расчет и построение кинематических характеристик движения толкателя

5.3 Определение основных размеров кулачкового механизма

5.4 Определение радиуса ролика и построение рабочего профиля кулачка

5.5 Определение углов давления и оценка опасности заклинивания

1. Описание работы механизма и исходные данные для проектирования. Бензомоторная пила

Рабочий орган (пильная цепь 9) бензомоторной пилы приводится в движение от одноцилиндрового двухтактного двигателя внутреннего сгорания через муфту сцепления 4 и планетарный редуктор. Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1(а). Рычажный механизм двигателя внутреннего сгорания представляет собой кривошипно-ползунный механизм, состоящий из кривошипа 1, шатуна 2 и поршня 3. Кривошип выполнен в виде коленчатого вала, на котором закрепляется ведущий диск муфты сцепления 4 и кулачок 11 кулачкового механизма привода диафрагмы 14 бензонасоса, с помощью которого производят подкачку топлива в поплавковую камеру карбюратора. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя изображена на рис.1(б)

Механизм привода диафрагмы топливного насоса является кулачковым и состоит из плоского кулачка 11 и ролика 12, толкателя 13. Возврат толкателя осуществляется пружиной 17. Клапан 16 является нагнетательным, а 15 - всасывающим. Согласование работы основного механизма и механизма привода топливного насоса представлено на циклограмме. Для уменьшения угловой скорости ведущей звездочки 8 пильного полотна между муфтой сцепления и звездочкой установлен однорядный планетарный редуктор, водило 4 которого жестко соединено со звездочкой, а центральное колесо 5 с ведомым диском муфты сцепления.

Сопротивление при резании древесины пильным полотном постоянно.

Рисунок 1

Таблица 1

При расчетах принять: 1) кривошип уравновешен; 2) центр масс шатуна находится на расстоянии от точки А; 3) центр масс поршня расположен в точке В; 4) момент инерции шатуна

2. Задачи исследования. Блок-схема исследования 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 законно вращения главного вала машины после достижения заданной неравномерности вращения (динамический анализ машины). Параметром, характеризующим динамическую нагруженность машины, является коэффициент динамичности.

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 движущихся сил в каждый момент времени;

2)непостоянство приведенного момента инерции звеньев исполнительного и некоторых вспомогательных межанизмов

Рисунок 2.1

3. Динамика структурного агрегата

3.1 Структурный анализ рычажного механизма

Звенья: 1 - кривошип; 2 - шатун; 3 - поршень; О - стойка.

Число подвижных звеньев n=3. Кинематические пары:

О(0,1) - вращательная одноподвижная 5 класса;

А(1,2) - вращательная одноподвижная 5 класса;

В(2,3) - вращательная одноподвижная 5 класса;

В(3,0) - поступательная одноподвижная 5 класса.

Раскладываем механизм на структурные группы:

W=0 W=1 - механизм 1 класса

группа 2 класса 2 порядок 2 вид

Формула строения: Весь механизм 2 класса.

3.2 Геометрический синтез рычажного механизма

Входные параметры для выполнения геометрического синтеза:

S - ход поршня;

Момент инерции относительно центра масс шатуна:

3.3 Построение плана положений механизма

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

За масштабный коэффициент длины принимаем

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

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

Расчет кинематических характеристик:

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

9.

10.

11.

12.

13.

14.

15.

16.

17.

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 ра=ОА. Известно, что . Поскольку между скоростями и аналогами скоростей существует пропорциональность, то для точки В записываются аналогичные векторные уравнения:

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

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 значения давления Р и силы F для всех положений механизма.

Для обработки индикаторной диаграммы выбираем масштабный коэффициент:

Сила,действующая на поршень определяется по формуле:

, где площадь днища поршня: , где d диаметр поршня.

Результаты расчетов сводим в таблицу.

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.

Наиболее простой динамической моделью машинного агрегата может быть одномассовая модель представленная ниже:

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

рычажный механизм цепная пила

Где приведенный момент движущих сил; приведенный момент сил сопротивления. Динамические характеристики и 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:

Откуда:

,

где: ,- проекция силы на оси координат;

,- проекции аналогов скорости точки приложения силы ;

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

при направлении вращения звена 1 по часовой стрелке.

Для вертикального механизма получаем:

Сила в изображенном случае отрицательна. Во втором положении:

Приведенный момент определяется из условия, что при установившемся режиме движения изменение кинетической энергии машины за цикл равно нулю, т.е. , и за цикл .

Работа движущих сил вычисляется по формуле:

Интегрировании выполняется численным метом по правилу трапеций:

где - шаг интегрирования в радианах.

С учетом при

3.6.2 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции и его производной

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

Разделив это выражение на , с учетом того, что ,

получим:

=0,0001688 кг·

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

sign(=0,000249 кг·

3.6.3 Определение 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-гo 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 значений , 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: