Технические предложения на двигатель внутреннего сгорания самоходного шасси

Расчет энергопотребления самоходного шасси с двухтактным двигателем. Диаграмма нагрузки машины. Расчет двигателя и зубчатого механизма. Синтез кулачкового механизма. Расчет моментов инерции подвижных звеньев. Исследование движения главного вала машины.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 05.02.2013
Размер файла 1,5 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроение - одна из ведущих отраслей промышленности, которая занимается изготовлением орудий производства, качество которых определяет качество жизни людей.

На различных предприятиях и в организациях широко применяются самоходные шасси, обеспечивающие перемещение грузов для собственных нужд или по договору.

В курсовом проекте по ТММ и М изучаются основы проектирования новых машин на основе технического задания реального промышленного предприятия. В процессе выполнения данного проекта студент приобретает навыки подбора механизмов, обеспечивающих выполнение заданных функций, навыки определения кинематических и динамических характеристик машин, оценки их энергопотребления.

1. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА СХЕМЫ МАШИНЫ

Основой при проектировании машины выбираем схему прототипа - техническое решение наиболее близкое к заданному. За прототип принимаем схему известной машины данного типа (рис. 1.1). При проектировании вносятся обоснованные изменения в схему прототипа.

Рис. 1.1 - Механизмы прототипа

Самоходное шасси с двухтактным двигателем применяется для перемещения грузов. В двигателе рычажным механизмом (рис. 1.1,а), состоящем из звеньев 1-2-3 возвратно-поступательное движение поршня 3 преобразует во вращательное движение кривошипа 1. Вращение с кривошипа через коробку передач передается на задний мост. Коробка передач состоит из планетарного редуктора и зубчатой пары (рис. 1.1,б). Кулачковый механизм (рис. 1.1,в) на валу кривошипа служит для смазывания подвижных деталей.

В состав самоходного шасси включаем источник движения -двигатель 1, который преобразует возвратно-поступательное движение поршня во вращательное движение кривошипа несущего механизма; зубчатый механизм 2, который понижает частоту вращения кривошипа до необходимой частоты вращения карданного вала 3; кулачковый механизм 4 для смазывания подвижных деталей (рис.1.2.).

В результате получаем предварительную структурную схему машины, которую принимаем за основу.

Рис. 1.2 - Структурная схема самоходного шасси

1. Двигатель

2. Зубчатый механизм.

3. Исполнительный механизм (карданный вал)

4. Кулачковый механизм

Исходные данные по варианту № 17:

Рычажный механизм:

Ход ползуна (поршня) Н = 0,190 м

Максимальный угол давления = 20 град

Коэффициент неравномерности вращения кривошипа д =0,01

Средняя скорость поршня Vср = 6,3 м/с

Максимальное давление рmax = 2,9 МПа

Зубчатая передача:

Частота вращения коленчатого вала nкв = 140

Передаточное отношение планетарного редуктора Uпл = 6

Кулачковый механизм:

Ход толкателя h = 93 мм.

Угол удаления цу = 124 град.

Угол дальнего стояния цд.с =0,2· цв= 24,8 град.

Угол возвращения цв = 124 град.

Закон движения толкателя - синусоидальный

2. РАСЧЕТ ЭНЕРГОПОТРЕБЛЕНИЯ МАШИНЫ

Так как работа сил инерции и тяжести за цикл машины равна нулю, то работа движущих сил затрачивается на преодоление сил полезного (технологического) сопротивления и сил трения (последние учитываются при помощи к.п.д.). Работа полезных сил и равна площади фигуры Sфиг, ограниченной графиком .

Для двигателя внутреннего сгорания площадь (рис. 2.1)

Площадь поршня ,

где диаметр поршня

длина кривошипа

Н - ход поршня

Рис. 2.1 - Диаграмма нагрузки машины

самоходный шасси двигатель вал

Таким образом, получаем:

3. РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Длительность цикла машины

Частота вращения кривошипа

Мощность двигателя

4. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

Для понижения частоты вращения вала до необходимой(равной частоте вращения карданного вала) используется зубчатая передача. Схема зубчатой передачи представлена на (рис. 4.1). Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением , и зубчатой пары Z4 - Z5.

Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на основе следующих условий:

1.Условие правильности зацепления, по которому

Zmin 17.

Принимая Z1 = 18, получаем

Z3 =.

откуда Z2 = 0.5(Z3 - Z1) = 0.5( 90 - 18 ) = 36

Рис. 4.1 - Схема редуктора по условию правильности зацепления

3. Условие соседства:

4.Проверяем возможность сборки полученного механизма.

,

где принимаем число сателлитов К = 3.

П и Ц - целые числа

54(1 + КП ) = Ц;

Это равенство выполняется при П=0, что является наилучшим вариантом для сборки (не осложняет процесс равноудаленной установки сателлитов).

Окончательно принимаем для планетарного механизма:

Z1 = 28; Z2 = 36; Z3 = 90; K=3.

5. Находим количество зубьев и :

Общее передаточное отношение зубчатого механизма: = 7,107

При этом откуда

Приняв Z4 = 17, найдем Z5 = 17. 1,1845 ? 20

Теперь общее передаточное отношение

Расхождение с требуемым % - допускается

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по моменту в зубчатом механизме, который имеет место на валу водила. Момент на этом валу

где угловая скорость двигателя

Модуль

Выбираем модуль второго ряда по стандарту = 8,0 мм.

Модуль зубчатых колес зубчатой пары рассчитываем по моменту на выходном валу

Тогда

Принимаем mвых = 9 мм.

Определяем делительные диаметры колес:

d4 = mвыхZ4 = 9,0, 17 = 153 мм.

d5 = mвыхZ5 = 9,0. 20 = 180 мм.

При этом диаметр водила:

принимаем

Чертеж зубчатого механизма представлен на листе 1.

5. СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

В прототипе кулачковый механизм служит для управления выхлопным клапаном.

Кулачковый механизм с поступательно движущимся плоским толкателем.

Ход толкателя h = 93 мм.

Угол фаз цф = 124 град.

Допускаемы угол давления цдоп = 45 град.

Угол дальнего стояния цд.с = 0,2· цв =0,2· 124 = 24,8 град.

Закон движения толкателя - синусоидальный

Производим расчет передаточных функций движения толкателя для определения основных размеров и построения профиля кулачка: перемещения выходного звена , скорости его как первой производной и ускорения его как второй производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка по зависимостям:

На фазе удаления:

Делим угол на 6 частей и рассчитываем каждую фазу.

Заносим в таблицу 5.1 результаты расчетов:

Таблица 5.1

Перемещение

Скорость

Ускорение

, мм

1

2,682

21,49

108,04

2

18,182

64,46

108,04

3

46,5

85,944

0,00

4

74,82

64,46

-108,04

5

90,32

21,49

-108,08

6

93

0,00

0,00

Для кулачкового механизма с плоским толкателем сначала определяется минимальный радиус кулачка из условия выпуклости:

206,043 мм.

Определяем полярные координаты профиля кулачка (профильный угол и радиус-вектор) по формулам:

1) ;

(«+» для фазы удаления, «-» для фазы возвращения)

;

Где угол поворота (k изменяется от 0 до 6)

Рассчитывая полярные радиусы и углы, заносим получившиеся данные в таблицу (5.2)

Таблица 5.2

Радиус вектор, мм

Профильный угол, град

206,043

19,69

209,827

17,99

233,305

17,53

266,766

18,51

288,163

19,98

297,139

20,67

6. ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ МАШИНЫ

Определяем размеры и строим планы положений рычажного механизма.

По заданию:

Ход ползуна (поршня) Н = 0,190 м

Максимальный угол давления = 20 град.

Определяем размеры звеньев.

Определяем длину кривошипа центрального кривошипно-ползунного механизма из условия обеспечения хода поршня

Определяем длину шатуна центрального кривошипно-ползунного механизма по заданному максимальному углу давления между шатуном 2 и ползуном 3 = 20 град (этот угол между линией движения поршня и шатуном в положении, когда кривошип перпендикулярен направлению движения поршня):

м.

Строим 8 положений механизма в масштабе l = 0,1333 для кинематического анализа и динамического синтеза механизма.

Откладывая получившиеся величины длин звеньев чертежа учитывая коэффициент l, размеры на чертеже изображаем в отрезках OA =95 мм; ВС = 277,8 мм;

Положения кривошипа OA равноотстоящие (через 45).

Строим крайние положения механизма, когда кривошип OA и шатун AB находятся на одной прямой. Нулевое положение соответствует началу движения поршня вниз (верхняя мертвая точка, 4-е положение - нижняя мертвая точка). Построения ведем методом засечек, разбив окружность радиуса АВ на восемь равных частей.

6.1 Расчет массы и моментов инерции подвижных звеньев

В процессе расчетов предполагается, что центры масс рычагов находятся посередине.

По длине рычагов массы распределены равномерно с интенсивностью При этом центры масс рычагов располагаются по их серединам, массы определяются как:

моменты инерции для звена AB находится как:

а относительно оси вращения (для вращающихся звеньев) как

Зубчатые колеса - сплошные диски с шириной ; для каждого колеса:

Массы зубчатых колес определяем через делительные диаметры по формуле где плотность материала: = 7800 кг/м3 (сталь, чугун). Моменты инерции колес относительно оси вращения определяем через их массу и делительный диаметр как для однородных дисков: Jsj =

Результаты расчетов заносим в таблицу 6.1.

Таблица 6.1

Наименование

звена

Обозначение

звена

Длина

Рычага;

диаметр

колеса, м

Масса, кг

Моменты инерции,

Рычаги:

кривошип

шатун

поршень

1

2

3

0,095

0,2778

m1= 2,85

m2= 8,334

m3 =25

JS1=0,00857

JS2=0,0536

Зубчатые

колеса

Z1 Z2

Z3 Z4

Z5

0,144

0,288

0,720

0,153

0,180

mZ1=5,48

mZ2=21,95

mZ3=137,2

mZ4=4,77

mZ5=6,6

JZ1=0,0142 JZ2=0,2276 JZ3=8,89

JZ4=0,0139

JZ5=0,0267

Водило

Н

0,400

mH = 111,6

JH =2,825

Кулачок

mk =158

Jk = 5,036

Толкатель

h=0,081

mT=4,185

Jт =0,0309

Оценку динамических характеристик прочих деталей компрессора производим следующим образом:

1. Массу поршня оцениваем приблизительно как

2. Массу водила H планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы

где ширину водила принимаем равной толщине смонтированного в нем сателлита т.е.

С учетом этого

а момент инерции (как для сплошного диска)

3. Массу кулачка и момент инерции оцениваем ширине , которую задаем как

В этом случае

а момент инерции:

4. Массу толкателя определяем пропорционально ходу:

Следовательно момент инерции толкателя:

Полученные в п.п. 1-4 данные также заносим в табл. 6.1 и используем при последующем динамическом синтезе машины.

6.2 Расчет приведенных моментов инерции

Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведенной массой, либо приведенным моментом инерции, в зависимости от того, линейным или угловым является перемещение звена приведения.

Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляют как сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты передаточных функций в движениях звеньев относительно звена приведения.

Приведенный к валу кривошипа АВ момент инерции - сумма приведенных моментов инерции следующих механизмов:

1. Зубчатой передачи

где приведенный к валу водила Н момент инерции планетарного механизма зубчатой передачи. И оно равно

Следовательно:

2. Приведенного к валу кривошипа момента инерции кулачкового механизма . Указанный момент оказывает наибольшее влияние на движение звена приведения лишь в периоды движения толкателя кулачкового механизма - на фазах удаления и возвращения.

Вычисляется по формуле: = 5,036+ 0,0309 = 5,067 ;

Эти положения кулачкового механизма находятся согласно циклограмме работы машины между 1 и 2, а также между 4 и 5 положения кривошипа. Для всех положений кривошипа принимаем

1. Строим планы скоростей механизма по следующим уравнениям:

кривошип OA (звено 1) совершает вращательное движение с угловой скоростью

скорость точки A: и при этом

шатун AB (звено 2) совершает плоскопараллельное движение

скорость точки B: , где и и

Точка S2 делит отрезок ab пополам.

Планы скоростей строим с масштабным коэффициентом 0, 13333.

Отрезок pa = 74,22 мм.

Теперь

Результаты построений и расчетов сводим в таблицу 6.2:

Таблица 6.2

№ пол.

ab мм

Pb мм

ps2 мм

м/с

VBA м/с

VS2 м/с

м/с

0

74,22

0,00

37,1175

0,000

9,898

4,949

35,632

1

54,0975

49,185

54,0975

8,744

7,213

7,213

25,966

2

0,00

74,22

74,22

9,898

0,00

9,898

0,000

3

54,0975

39,4125

52,92

5,255

7,213

7,056

25,966

4

74,22

0,00

37,1175

0,000

9,898

4,949

35,632

5

54,0975

39,4125

52,92

5,255

7,213

7,056

25,966

6

0,00

74,22

74,22

9,898

0,00

9,898

0,000

7

54,0975

49,185

54,0975

8,744

7,213

7,213

25,966

8

74,22

0,00

37,1175

0,000

9,898

4,949

35,632

План скоростей механизма изображен в Приложении 1.

2. Рассчитываем приведенный момент инерции несущего механизма звена 2 для каждого положения:

Результатами табл. 6.2. пользуемся для определения моментов инерции масс подвижных звеньев механизма. В таблицу 6.3, помещаем сведения об изменении приведенного момента инерции несущего механизма.

Таблица 6.3

№ Положения поршня

0

1

2

3

?

5

6

7

8

0,0336

0,2278

0,3094

0,1125

0,0336

0,1125

0,3094

0,2278

0,0336

6.3 Работа движущих сил и изменение кинетической энергии

Цикл движения поршня двухтактного двигателя внутреннего сгорания включает такты расширения когда взорвавшаяся в цилиндре рабочая смесь перемещает поршень из в.м.т в н.м.т, и такт сжатия, заканчивающийся взрывом впрыснутого в цилиндр топлива.

Индикаторная диаграмма(график нагрузки) построена с соблюдением масштабов по осям координат на листе 1. Она дает возможность определить, действующие на поршень, движущие силы во время такта расширения и силы сопротивления во время такта сжатия.

Сила, действующая на поршень

где pi - удельное давление по графику нагрузки, МПа;

По заданию: = 0,01595 м.

pmax = 2.9 МПа - максимальное удельное давление

Рис. 6.1 - График нагрузки

При построении диаграммы изменения сил, действующих на поршень, учтено, что сила давления прямо пропорциональна индикаторному давлению, и поэтому она подобна развернутой индикаторной диаграмме. При построении изменен параметр по оси абсцисс, но сохранена пропорциональность ординат в каждом положении поршня.

Расчет сил нагрузки занесен в таблицу 6.4

Таблица 6.4

№ положения поршня

0

1

2

3

4

Точка положения поршня

Удельное давление, МПа.

2,900

2,349

1,194

0,293

0,000

Сила, действующая на поршень, Н

46255

37466

19044

4673

0

№ положения поршня

5

6

7

8

Точка положения поршня

Удельное давление, МПа.

0,0605

0,2471

0,486

0,600

Сила, действующая на поршень, Н

965

3941

7752

9570

График нагрузки прилагается на листе 1.

Определяем приведенный к валу кривошипа момент сил, действующих на поршень:

, где =0,095 м.

Результаты расчетов заносим в таблицу 6.5

Таблица 6.5

№ положения поршня

0

1

2

3

4

5

6

7

8

FCi, Н

46255

37466

19044

4673

0

965

3941

7752

9570

VB, м/c.

0

8,744

9,898

5,255

0

5,255

9,898

8,744

0

VB/VA

0

0,883

1,000

0,531

0

0,531

1,000

0,883

0

MCi, Нм.

0

3143

1809

236

0

49

374

613 `

0

По этим данным строим диаграмму изменения приведенного момента движущих сил Рис. 6.2:

Рис. 6.2 - График моментов сил

Приведенный момент сил сопротивления, считаем постоянным, и находим из условия равенства работы этого момента работе приведенного момента сил за один цикл движения - за один оборот кривошипа:

т.е. из условия равенства площадей, изображающих эти работы.

Принцип построения и нахождения требуемой величины таков:

После того как построили диаграмму моментов, откладываем пополам расстояния ;

Доводим прямые до пересечения графика моментов;

Спроецировать на ось ординат(моментов);

Отложить от плюса h углы и измерить их;

Диаграмму работ движущих сил строим методом графического интегрирования. Полюсное расстояние выбираем

Масштабный коэффициент диаграммы работ:

так же, учитывая то же коэффициент =0,0349;

Значения получившихся углов занесены в таблицу 6.6:

Таблица 6.6

53,41

64,77

41,23

5,77

1,20

10,27

22,93

14,72

1

2

3

4

5

6

7

8

График моментов сил сопротивления прилагается на листе 1.

Строим график работ сил сопротивления и движущих сил, откладывая получившиеся углы доводя линии до пересечения прямых номеров положения на оси и учитывая коэффициент ; (Рис. 6.3):

Рис. 6.3 - График работ сил

График сил и моментов представлен на листе 1.

Из показаний диаграммы определяем силы сопротивления и движения, так же исходя из формулы , находим изменение кинетической энергии, получившиеся данные заносим в таблицу 6.7.

Таблица 6.7

№ положения

1

2

3

4

5

6

7

8=0

,Дж

610,925

1221,850

1832,77

2443,70

3090,277

3665,55

4276,48

4887,40

,Дж

1234,02

3178,30

3981,215

4073,88

4093,115

4259,20

4,646,72

4887,40

,Дж

-623,09

-1956,45

-2148,45

-1630,2

-1002,9

-593,65

-370,24

0

Для построения диаграммы масс используем формулу зависимости: , где

Данные для построения занесены в таблицу 6.8.

Таблица 6.8

№ положения

0

1

2

3

4

5

6

7

8

,Дж

0

-623,1

-1956,5

-2148,5

-1630,2

-1002,9

-593,6

-370,3

0

, кг

0,0336

0,2278

0,3094

0,1125

0,0336

0,1125

0,3094

0,2278

0,0336

Диаграмма энергомасс представлена на рисунке 6.4(подробная версия на листе 1).

Рис. 6.4 - Диаграмма энергомасс

6.4 Определение массы маховика

Из диаграммы энергомасс определяем постоянную составляющую приведенного момента инерции машины: , где отрезок ab отсекаемый касательными на оси. Необходимость в дополнительной маховой массе может быть установлена с помощью диаграммы энергомасс с учетом коэффициента неравномерности хода главного вала , который по заданию .

где щср - средняя угловая скорость кривошипа щср=112,14 с-1

Проводя касательные под найденными углами и , к диаграмме, получаем отрезок ab, рис 6.5

м2

Рис. 6.5 - Нахождение постоянной составляющей приведенного момента инерции машины

Момент инерции махового колеса, которое необходимо закрепить на главном валу (вал кривошипа OA) должен составлять:

При диаметре маховика 1 м(выбираем самостоятельно) масса маховика:

6.5 Определение массы машины

Рассчитываем массы всех подвижных звеньев:

mподв = m1+m2+m3+ mZ1 + kmZ2 + mZ3+mZ4 +mZ5 + mH + mK + mТ + mмах=2,85+8,334+25+5,48+21,95+137,2+4,77+6,6+111,6+158+4,185+88= 617,9 кг

Тогда масса все машины будет: mмашины= 2,2 mподв= 1359,3 кг

7. ИССЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ МАШИНЫ.

Исследование движения главного вала машины

После установке маховика определяется угловая скорость кривошипа на стадии установившегося движения для различных положений. Для этого потребуется начальная кинетическая энергия Т0 и изменение кинетической энергии i,а так же инерция и (значения энергии и момента инерции i и, соответственно, возьмем с таблицы 6.8)

Т0= = (30,38+0,0366)=166777 Дж

Угловая скорость для каждого положения рассчитывается по формуле:

Полученные данные занесены в таблицу 7.1.

Таблица 7.1

№ положения

1

2

3

4

5

6

7

8=0

, с-1

104,39

103,64

103,91

104,21

104,27

104,07

104,27

104,19

Вычисляем зависимость угловой скорости кривошипа от угла его поворота , строим график (рис. 7.1).

График зависимости угловой скорости изображен на листе 2.

Рис. 7.1 - Диаграмма зависимости угловой скорости

Из полученных, выше, данных создаем таблицу (7.1) характеристик движения машины.

Таблица 7.1

1i

1

2

3

4

5

6

7

8

Ti,Дж

-623,1

-1956,5

-2148,5

-1630,2

-1002,9

-593,6

-370,3

0

Iпр.i,кгм2

0,2278

0,3094

0,1125

0,0336

0,1125

0,3094

0,2278

0,0336

1i, с-1

104,39

103,64

103,91

104,21

104,27

104,07

104,27

104,19

7.1 Определение зависимости угловой скорости

Исходя из графика определяем угловое ускорение в одном расчетном положении:

1i=;

Для своего положения(3-е) значение углового ускорения равно:

13=; 13= с-2

7.2 Расчет векторов ускорений

Векторное ускорение точки А: ;

Нормальное ускорение точка А: = (103,91)20,095 = 1025,75 м/с2, откладывается в виде вектора n1 (параллельно звену OA)

Касательное ускорение точки А: =iOA =37,70,095 = 3,58 м/с2, откладывается в виде вектора n1a (перпендикулярно звену OA)

Векторное уравнение ускорения точки B: ;

Нормальное ускорение точки B: = (25,966)20,2778 = 187,302 м/с2, откладывается в виде вектора n2 (параллельно звену AB)

Касательное ускорение точки откладывается в виде вектора n2b (перпендикулярно звену AB)

Ускорение точки B откладывается перпендикулярно x-x.

Ускорения центров масс звеньев и их угловые ускорения рассчитываем по формулам, учитывая коэффициент a= 0,2:

аs2=s2a=159 = 32,21 м/с2

2=/AB= n2ba /AB = 100,91 с-2

as3=a = 142,780,2 = 28,52 м/с2

Из полученных результатов строим план ускорений (рис. 7.2).

Рис. 7.2 - План ускорений

8. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ

При разработке технического предложения параллельно синтезу механизма ведут его анализ, в процессе которого уточняют значения принимаемых величин, исследуют параметры используемых механизмов, производят оценку эксплуатационных характеристик машин и др.

Из многочисленных задач анализа машин отрабатываем методики:

1. Исследования закона установившегося движения машины;

2. Определения внутренних и внешних сил в машине.

8.1 Расчет сил инерции

Инерционные нагрузки на звенья: Фиi = -mi. aSi - силы инерции

Mиi = -JSi. i: - моменты инерции

На соответствующем варианту расчетного положения к звеньям прикладываются, действующие на их инерционные нагрузки(рис. 8.1):

Силы инерции и моменты инерции;

Силы полезного сопротивления;

Уравновешивающая сила;

Рис. 8.1 - Структурная группа звеньев 2-3

На рисунке, указанном выше, показана структурная группа кривошипа и поршня.

Так же необходимо указать расчеты сил тяжести этих звеньев.

Прикладываем силы инерции и моменты сил инерции к соответствующим звеньям противоположно ускорениям центров масс и угловым ускорениям этих звеньев. Кроме того, в центрах масс прикладываем силы тяжести звеньев Gi = mi. g H:

G2 = 8,334. 9,8 = 81,7 H

G3 = 25. 9,8 = 245 H

К рабочему органу (звено 3) прикладываем силу давления газов, которая в соответствии с индикаторной диаграммой в рассматриваемом положении механизма составляет:

FС = F1=4673 H

Так же рассчитав прилегающие нагрузки:

Фu2= -8,334 32,21= -268,3 H Mu1=-0,0085737,7= -0,323 H

Фu3=-2528,52= -713 H Mu2=-0,0536100,91= -5,41 H

8.2 Расчет сил структурной группы звеньев 2-3

Составляем векторное уравнение сил:

Где реакция параллельна оси x-x, и находится из уравнений моментов сил относительно точки А:

А неизвестная реакция определяется из плана сил(рис. 8.2), который строится последовательно откладывая векторы сил и при этом учитывая коэффициент : , , , , .

Из плана сил определили недостающую реакцию = 476.246320= 4762,46 H

Расчетное положение механизма, структурная группа звеньев 2-3 и 1-Z1, а так соответствующие им планы скоростей изображены на листе 2.

Рис. 8.2 - План сил структурной группы звеньев 2-3

Рисунок изображает план сил построенный по структурному положению звеньев 2-3.

8.3 Расчет сил структурной группы звеньев 1-Z1

Построим данное положение для звена 1-Z1, так же изобразим структурную группу звеньев 1-Z1(рис. 8.3).

Рис. 8.1 - Структурная группа звеньев 1-Z1

Для этого изобразим векторное уравнение сил:

, где - сила тяжести звена 1,

- сила тяжести зубчатого колеса 1, - сила тяжести кулачка, - сила действующая в зацеплении пары Z1-Z2(под углом 20 градусов к касательной к основной окружности зубчатого колеса 1). Эта сила определяется из уравнения моментов относительно точки О:

= 39862,93 H

Неизвестная реакция определяется геометрически из плана сил(рис. 8.4), который строим, последовательно откладывая векторы сил, при это учитывая коэффициент : , , , , .

Из плана сил определили недостающую реакцию =348.0421 = 34804,21H

Рис. 8.4 - План сил структурной группы звеньев 1-Z1

В первом приближении выполнен расчет двигателя внутреннего сгорания самоходного шасси, определены его приблизительные технико-экономические характеристики, требующие защиты и утверждения. Характеристики следующие:

1. Средняя скорость поршня Vcp = 6,3 м/с.

2. Максимальное давление рmax = 2,9 МПа

3. Ход поршня Н = 0,190 м

4. Вырабатываемая энергия Е

5. Размеры проекции минимального объема на вертикальную плоскость 250 х 500 мм

6. Ориентировочная масса самоходного шасси 1359 кг

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В курсовом проекте разработаны основы технического предложения на двигатель внутреннего сгорания самоходного шасси, для чего выполнено:

динамический синтез рычажного механизма с целью обеспечения заданного коэффициента неравномерности вращения кривошипа, для чего построены 8 положений механизма; вычислены приведенные моменты инерции и движущих сил; построены графики работ сил и диаграмма энергомасс; рассчитаны маховые массы; определена действительная скорость вращения кривошипа;

силовой анализ рычажного механизма в заданном положении с определением реакций во всех кинематических парах и уравновешивающей силы, для чего определено угловое ускорение кривошипа и построен план ускорений, вычислены силы инерции;

спроектирован кулачковый механизм привода плунжерного масляного насоса, для чего определены основные размеры механизма по заданным условиям работы; построен рабочий профиль кулачка;

подобраны числа зубьев планетарного редуктора.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / под ред. Г.Н. Девойно, Мн.; Вышэйшая школа, 1986.

2. Артоболевский, И.И. Теория механизмов и машин / И.И. Артоболевский. М.; Наука, 1975.

3. Коренский, В.Ф. Теория механизмов, машин и манипуляторов: учебно-методический комплекс. В 2 ч. Ч. 1. Организационные основы курсового проектирования технологических машин / В.Ф. Коренский. Новополоцк: ПГУ, 2008. 300 с.

4. Коренский, В.Ф. Теория механизмов, машин и манипуляторов: учебно-методический комплекс. В 2 ч. Ч. 2. Практика курсового проектирования машин / В.Ф. Коренский. Новополоцк: ПГУ, 2009. 208 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Схема кривошипно-шатунного механизма двигателя внутреннего сгорания и действующих в нем усилий. Его устройство и схема равнодействующих моментов. Расчет сил инерции. Диаграмма износа шатунной шейки коленчатого вала. Способы уравновешивания его значений.

    контрольная работа [108,6 K], добавлен 24.12.2013

  • Характеристика изделия "Втулка". Описание исходного технологического процесса детали. Обоснование совершенствования технологии. Обоснование и характеристика типа производства. Расчет удельных капитальных вложений. Расчет себестоимости детали "Втулка".

    курсовая работа [91,6 K], добавлен 11.07.2015

  • Постановка задач проекта. Синтез кинематической схемы механизма. Синтез рычажного механизма. Синтез кулачкового механизма. Синтез зубчатого механизма. Кинематический анализ механизма. Динамический анализ механизма. Оптимизация параметров механизма.

    курсовая работа [142,8 K], добавлен 01.09.2010

  • Определение закона движения начального механизма насоса. Построение графиков приведенных моментов сил полезного сопротивления и моментов инерции звеньев. Расчет тангенциальной и нормальной составляющих реакции. Динамический синтез кулачкового механизма.

    курсовая работа [485,7 K], добавлен 19.01.2016

  • Синтез машины - механического пресса (без механизма подачи). Выбор двигателя и проектирование зубчатого механизма. Силовой расчет главного механизма. Анализ динамики работы машины и обеспечение требуемой плавности хода. Схема механического пресса.

    курсовая работа [173,9 K], добавлен 27.11.2015

  • Кинематическое исследование рычажного механизма. Силы реакции и моменты сил инерции с использованием Метода Бруевича. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи. Синтез кулачкового механизма с вращательным движением и зубчатого редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 10.01.2011

  • Проектирование зубчатой передачи привода распределительного вала. Расчет требуемого момента инерции маховых масс двигателя. Исследование силового нагружения кривошипно-ползунного механизма. Конструирование кулачкового механизма привода впускного клапана.

    курсовая работа [545,6 K], добавлен 30.12.2013

  • Проектирование кривошипно-ползунного механизма двигателя внутреннего сгорания, определение линейных размеров звеньев. Синтез оптимальных чисел зубьев и кинематический анализ. Исследование качественных характеристик внешнего эвольвентного зацепления.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 23.09.2010

  • Структурный и кинематический анализ рычажного механизма. Определение масс звеньев, сил тяжести и центральных моментов инерции. Проверка уравновешивающего момента по способу Жуковского. Синтез зубчатого редуктора. Проектирование кулачкового механизма.

    курсовая работа [749,5 K], добавлен 23.07.2013

  • Расположение передаточного отношения отдельных ступеней механизма по возрастанию от двигателя до входного вала. Расчет модуля для ступени механизма редуктора, конической пары на выходе, относительной толщины колеса. Разложение механизма на группы Ассура.

    контрольная работа [272,0 K], добавлен 29.06.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.