регистрация / вход

Проектирование механизмов двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания

Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения. Силовое исследование рычажного механизма. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора. Проектирование и расчет кулачкового механизма и его составляющих.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист №1)

2. Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2).

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора (графическая часть – лист №3)

4. Проектирование кулачкового механизма (графическая часть – лист №4)

Список использованной литературы


ВВЕДЕНИЕ

Научной основой создания новых высокоэффективных, надежных машин и приборов и технологических линий является теория механизмов и машин – наука об общих методах исследования и проектирования.

В свете задач, стоящих перед машиностроительной промышленностью, особое значение приобретает качество подготовки высококвалифицированных инженеров. Современный инженер-конструктор должен владеть современными методами расчета и конструирования новых быстроходных автоматизированных и быстроходных машин. Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и создания наилучших условий для обслуживающего персонала, а также эксплуатационным, технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирования новой машины.

Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемой машины, а также в разработке ее кинематической схемы, обеспечивающей с достаточным приближением воспроизведение требуемого закона движения.

Для выполнения этих задач студент – будущий инженер – должен изучить основные положения теории механизмов и общие методы кинематического и динамического анализа и синтеза механизмов, а также приобрести навыки в применении этих методов к исследованию и проектированию кинематических схем механизмов и машин различных типов.

Поэтому наряду с изучением курса теории механизмов и машин в учебных планах предусматривается обязательное выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов и машин. Проект содержит задачи по исследованию и проектированию машин, состоящих из сложных и простых в структурном отношении механизмов (шарнирно-рычажных, кулачковых, зубчатых и т.д.). Курсовое проектирование способствует закреплению, углублению и обобщению теоретических знаний, а также применению этих знаний к комплексному решению конкретной инженерной задачи по исследованию и расчету механизмов и машин; оно развивает у студента творческую инициативу и самостоятельность, повышает его интерес к изучению дисциплины и прививает навыки научно-исследовательской работы.

В данном курсовом проекте рассмотрены механизмы двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания, такие как:

- рычажный механизм;

- планетарная ступень коробки передач;

- простая зубчатая передача;

- кулачковый механизм с толкателем.


I Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения (графическая часть – лист № 1)

1.1 Построение планов положений для 12 положений ведущего звена и соответствующих им планов скоростей:

Планы положений:

Масштаб планов положений μ l = lOA / (OA ) = 0,305 / 180 = 0,00169 м/мм.

Планы скоростей:

U 1 P = UZ * Z ** · UNH ;

U1P = n1 / nP ;

n1 = nP · U1P ;

UZ * Z ** = Z** / Z* = 30 / 17 = 1,76 ;

UNH = 5,1;

U1P = 1,76 · 5.1 = 9 ;

n 1 = 240 · 9 = 2160 об/мин частота вращения кривошипа 1.

Для каждого из 12 планов положений строится план скоростей.

Скорость точки В , VВ (АВ ):

V В = ω 1 l АВ = 226,08 0,0825 = 18,65 м/с,

где рад/с – угловая скорость вращения кривошипа 1.

Скорость точки С определим, решая графически систему векторных уравнений:


гдеV СВ – скорость движения точки С относительно точки В , V СВ ^СВ ;

V С0 = 0 м/с – скорость точки С0 , лежащей на стойке;

V СС0 – скорость движения точки С относительно точки С0 , V СС0 ÷÷O Х .

Скорость точки D определяется из пропорции:

, V D (D В ):

Угловая скорость вращения шатуна 2:

, рад/с.

Для определения скорости точки E графически решается система уравнений

где VED – скорость движения точки E относительно точки D , VED ^ ED ;

VE 0 = 0 м/с – скорость точки E 0 , лежащей на стойке;

VEE 0 – скорость движения точки E относительно точки E 0 , VEE 0 ÷÷ OY .

Угловая скорость вращения шатуна 4:

, рад/с.


Масштаб планов скоростей μ V = VB / (p в ) = 18,65 / 50 = 0,373 м∙c–1 /мм.

1.2 Построение графика приведенного к ведущему звену момента инерции механизма в зависимости от угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения

Приведенный момент инерции для каждого положения механизма определяется по формуле, [1], стр.337:

где m 2 , m 3 , m 4 и m 5 – соответственно массы звеньев 2, 3, 4 и 5, кг;

JS 1 , JS 2 , JS 4 – моменты инерции звеньев 1, 2 и 4, кг∙м2 ;

VS 2 , VS 4 – скорости центров масс звеньев 2 и 4, м/с.

Результаты расчетов занесены в таблицу 1:

табл. 1

Положение

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

JП , кг∙м2

0,03

0,034

0,041

0,042

0,038

0,023

0,038

0,042

0,041

0,034

0,03

0,027

Масштабные коэффициенты построения графика:

μ J = J П MAX / yMAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг∙м2 /мм;

μ φ = 2 π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.

Ось ординат направим горизонтально, т.е. строим график повернутым на 90˚.


1.3 Определение сил давления газов в первом и втором цилиндрах

Максимальная сила, действующая на поршень:

Н.

1.4 Построение графика моментов движущих сил и сил сопротивления, приведенных к ведущему звену, в зависимости от угла поворота звена приведения для цикла установившегося движения

Приведенный к ведущему звену момент движущих сил определяется по формуле

МПД = РПД lOA , Н∙м,

где РПД – приведенная к ведущему звену движущая сила, Н;

,

где РПУ – приведенная уравновешивающая сила, которая определяется построением рычага Жуковского для каждого положения механизма.

МПД считается положительным, если он направлен в сторону вращения ведущего звена, и отрицательным – в противном случае.

Результаты расчетов занесены в таблицу 2:

табл.2

Параметр

Положение

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

РПУ , Н

38914

43348

63808

50932

20350

5456

80

528

2909

10066

13026

7882

МПД , Н∙м

3210

3576

5264

4202

1678

450

6,7

43,5

240

830,5

1074,7

650,3

Масштаб графика моментов μМ = МПД MAX / yMAX = 5264 / 90 = 58,5 Н∙м/мм.

Масштаб углов μ φ = 2 ∙ π / L = 2 ∙ 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.

График работы движущих сил АД получается путем графического интегрирования графика МПД .

Соединяя конечные точки графика АД прямым отрезком, получим график работы сил сопротивления АС , из которого графическим дифференцированием строится график момента сил сопротивления МПС .

Масштаб графика работ μА = μМ ∙ μφ ∙Н1 = 58,5 ∙ 0,0349 ∙ 50 = 102,05 Дж/мм.

1.5 Построение графика изменения кинетической энергии

График изменения кинетической энергии ΔТ (φ ) строится путем вычитания из графика АД работы движущих сил графика АС работы сил сопротивления.

Масштаб графика изменения кинетической энергии μТ = μА = 102,05 Дж/мм.

1.6 Построение диаграммы «Энергия-Масса» (диаграммы Виттенбауэра)

Диаграмма Виттенбауэра строится путем исключения угла поворота φ из графиков J П (φ ) и ΔТ (φ ).

1.7 Определение величины момента инерции маховика, обеспечивающего движение с заданным коэффициентом неравномерности движения

Углы наклона касательных к диаграмме Виттенбауэра, [2], стр.137:

Касательные отсекают на оси ординат графика ΔТ = f (J П ) отрезок длиной (kl ) = 56 мм.

Величина момента инерции маховика

кг∙м2 .

Размеры маховика:

Диаметр

м, принимаем D = 730 мм.

гдеg = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;

γ = 7,3 ∙ 104 Н / м3 – удельный вес маховика из чугуна;

ψ = 0,1 – коэффициент ширины обода;

ξ = 0,15 – коэффициент высоты обода.

Масса обода кг.

Масса маховика кг.

Ширина обода b = ψD = 0,1 ∙ 0,73 = 0,073 м, принимаем b = 73 мм.

Высота обода h = ξD = 0,15 ∙ 0,73 = 0,1095 м, принимаем h = 110 мм.


II Силовое исследование рычажного механизма (графическая часть – лист №2)

2.1 Построение для заданного положения схемы механизма, плана скоростей и плана ускорений. Определение ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев (для 4-го положения механизма).

Порядок построения плана скоростей изложен в п. 1.1.

План ускорений:

Ускорение точки А , аА ׀׀ (ОА ):

аВ = ω1 2 lАВ = 2262 ∙ 0,0825 = 4213,8 м/с2 .

Для определения ускорения точки С необходимо решить систему векторных уравнений:

где аСВ n – нормальное ускорение точки С относительно точки В , a СВ n || СВ ;

аСВ n = ω2 2 l СВ = 31,82 ∙ 0,305 = 308 м/с2 ;

аСВ τ – тангенциальное ускорение точки С относительно точки В , аСВ τ ^СВ ;

аСС0 r – релятивное ускорение движения точки С относительно точки С0 , аСС0 r ÷÷О X .

Ускорение центра масс звена 2:


.

Угловое ускорение звена 2:

рад/с2 .

Ускорение точки D определяется из пропорции:

, а DD 0 r ÷÷О Y .

Ускорение центра масс звена 4:

Угловое ускорение звена 4:

рад/с2 .

Масштаб плана ускорений μа = аА / (p а ) = 4213,8 / 200 = 21,1 м/с2 ∙мм

После построения плана ускорений определяются величины ускорений умножением длин их векторов на масштаб μа .

2.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

Главные векторы сил инерции

.

Главные моменты сил инерции

Таким образом, определены величины F И и МИ для звеньев механизма:

РИ 2 = m2 aS2 = 3 ∙ 3291,6 = 9874,8 H;

РИ 3 = m3 aS3 = 0,915 ∙ 2658,6 = 2432,6 H;

РИ 4 = m4 aS4 = 2,5 ∙ 2721,9 = 6804,8 H;

РИ 5 = m5 aS5 = 0,915 ∙ 1899 = 1738 H;

M И 2 = JS2 ε2 = 0,047 ∙ 12106,6 = 569 H∙м;

M И 4 = JS4 ε4 = 0,026 ∙ 11225,2 = 291,9 H∙м.

2.3 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил . Структурная группа 4-5:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R24 τ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки Е :


откуда

Н.

Для определения реакций R24 n и R05 строится план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана:

Н/мм.

2.4 Определение реакций в кинематических парах механизма методом планов сил . Структурная группа 2-3:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R12 τ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 2, относительно точки С :

откуда


Н

Для определения реакций R 03 и R12 n составляется план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана сил:

Н/мм.

Ведущее звено 1:

Для определения уравновешивающей силы РУ составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 1, относительно точки А :

откуда Н

Уравновешивающий момент МУ = РУ lOA = 52427 ∙ 0,0825 = 4325,2 Н∙м.

Для определения реакции R01 строится план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштаб построения плана сил:

Н/мм.

2.5 Определение уравновешивающего момента на ведущем звене механизма методом рычага Н.Е. Жуковского

Моменты сил инерции, действующие на звенья 2 и 4, заменяются парами сил, приложенных в концах звеньев:

Н

Н

Составляется уравнение моментов всех сил относительно полюса Р плана скоростей:

откуда

Н.

Уравновешивающий момент МУ = РУ lOA = 51269∙ 0,00825 = 4229,7 Н∙м.

Разница со значением МУ , полученным в результате силового анализа, составляет 1,7%, что вполне допустимо.


III Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора

(графическая часть – лист №3)

3.1 Выбор коэффициентов смещения инструментальной рейки, обеспечивающих требуемые свойства передачи:

По данным ([3], стр. 66-68) определены коэффициенты смещения:

- для шестерни Х1 = 0,968

- для колеса Х2 = 0,495

3.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес и передачи

Радиусы делительных окружностей

r 1 = ( m Za ) / 2 = (4 ∙ 17) / 2 = 34 мм

r 2 = ( m Zb ) / 2 = (4 ∙ 30) / 2 = 60 мм

Радиусы основных окружностей

rb 1 = r 1 cosα = 34 ∙ cos20˚ = 32 мм

rb 2 = r 2 cosα = 60 ∙ cos20˚ = 56,4 мм

Толщины зубьев по делительным окружностям

S 1 = m ∙ ( π / 2 + 2 X 1 tg 20˚) = 4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,968 ∙ tg20˚) = 9,1 мм

S 2 = m ∙ ( π / 2 + 2 X 2 tg 20˚) = 4 ∙ (3,14/2 + 2 ∙ 0,495 ∙ tg20˚) = 7,7 мм

Угол зацепления

αω =26˚50΄- по номограмме ([3], стр. 44)


Радиусы начальных окружностей

rW 1 = r 1 cos α / cos αW = 34 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 35,8 мм

rW 2 = r 2 cos α / cos αW = 60 ∙ cos 20˚ / cos 26˚50' = 63,2 мм

Межцентровое расстояние

aW = rW 1 + rW 2 = 35,8 + 63,2 = 99 мм

Радиусы окружностей впадин

rf 1 = r 1 1,25 m + X 1 m = 34 – 1,25 ∙ 4 + 0,968 ∙ 4 = 32,9 мм

rf 2 = r 2 1,25 m + X 2 m = 60 – 1,25 ∙ 4 + 0,495 ∙ 4 = 56,98 мм

Радиусы окружностей вершин

ra 1 = aW rf 2 0,25 m = 99 – 56,98 – 0,25 ∙ 4 = 41,05 мм

ra 2 = aW rf 1 0,25 m = 99 – 32,9 – 0,25 ∙ 4 = 65,15 мм

Шаг зацепления по делительной окружности

р = π · m = 3,14 · 4 = 12,56 мм

Определение коэффициента перекрытия

Аналитическим способом:

.

αa1 = arccos (rb1 / ra1 ) = arccos (32 / 41,05) = 38,78º

αa2 = arccos (rb2 / ra2 ) = arccos (56,4 / 65,15) = 30°

3.3 Расчет планетарного механизма

Задаваясь значением х = 30 / 41, находим величину у = х ·(- U 16 ( H ) ) = 3;

По формуле

,

где к – число сателлитов, определяем количество зубьев z 3 на сателлите 3:

Z 3 = 164· a ; Z 4 = y · Z 3 = 492а;

из равенства (х + 1)· Z 2 · q = Z 4 - Z 3 находим величину Z 2 :

Z 2 = 328 · 41 a /71 , Принимая а = 1/2 , получаем:

Z 1 = 69; Z 2 = 95; Z 3 = 82; Z 4 = 246.

Полученные числа зубьев удовлетворяют условиям соосности, соседства и сборки, а также требования наименьших габаритов механизма.

Расчет размеров колес планетарного механизма

d1 = mI Z1 = 4 ∙ 69 = 276 мм

d2 = mI Z2 = 4 ∙ 95 = 380 мм

d3 = mI Z3 = 4 ∙ 164 = 328 мм

d3 = mI Z3 = 4 ∙ 246 = 984 мм

Масштаб построения схемы механизма μ l = 0,0041 м/мм

Скорость точек на ободе колеса 1

128,11 · 0,276/2 = 17,68 м/с

Масштаб построения картины линейных скоростей

17,68 / 100 = 0,1768 м/с·мм

Масштаб построения картины угловых скоростей

128,11/ 130 = 0,98 1/с2 ·мм

IV Проектирование кулачкового механизма

(графическая часть – лист №4)

4.1 Построение графика первой производной и перемещения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Определение масштабов построения.

После построения графиков рассчитываются масштабные коэффициенты:

Масштаб углов

Масштаб графика перемещения толкателя

Масштаб аналога скорости

Масштаб аналога ускорения


Для определения оптимального размера кулачкового механизма производятся необходимые графические построения (см. лист №4).

Из построения RMIN = 0,04728 м = 47 мм.

4.2 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного звена

Масштаб построения профиля

m l = 0,0624/149 = 0,000419 м / мм.


Список использованной литературы:

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1988. – 640 с.

2. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / В. К. Акулич, П.П.Анципорович и др.; Под общ. ред. Г.Н. Девойно. – Минск: Выш. шк., 1986. – 825 с.

3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учебное пособие для инж.-техн. спец. вузов. / Кореняко А.С. и др. – Киев: Вища школа, 1970. – 332 с.

4. Сборник задач по теории механизмов и машин. / И. И. Артоболевский, Б. В. Эдельштейн. – М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1973. – 256 с.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий