Проектирование механизмов двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания

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 м_l = l_OA / (OA) = 0,305 / 180 = 0,00169 м/мм.

Планы скоростей:

U_1P = U_Z^*_Z^** · U_NH ;

U_1P = n₁ / n_P ;

n₁ = n_P · U_1P ;

U_Z^*_Z^** = Z^** / Z^* = 30 / 17 = 1,76 ;

U_NH = 5,1;

U_1P = 1,76 · 5.1 = 9 ;

n₁ = 240 · 9 = 2160 об/мин - частота вращения кривошипа 1.

Для каждого из 12 планов положений строится план скоростей.

Скорость точки В, V_В (АВ):

V_В = щ₁ 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_СВСВ;

V_С0 = 0 м/с - скорость точки С₀, лежащей на стойке;

V_СС0 - скорость движения точки С относительно точки С0, V_СС0OХ.

Скорость точки D определяется из пропорции:

, V_D (DВ):

Угловая скорость вращения шатуна 2:

, рад/с.

Для определения скорости точки E графически решается система уравнений

где V_ED - скорость движения точки E относительно точки D, V_ED ED;

V_E0 = 0 м/с - скорость точки E₀, лежащей на стойке;

V_EE0 - скорость движения точки E относительно точки E₀, V_EE0 OY.

Угловая скорость вращения шатуна 4:

, рад/с.

Масштаб планов скоростей м_V = V_B / (pв) = 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 m₂, m₃, m₄ и m₅ - соответственно массы звеньев 2, 3, 4 и 5, кг;

J_S1, J_S2, J_S4 - моменты инерции звеньев 1, 2 и 4, кг•м²;

V_S2, V_S4 - 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:

м_J = J_П^MAX / y_MAX = 0,042 / 80 = 0,000525 кг•м²/мм;

м_ц =2 • р / 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

М_ПД = Р_ПД • l_OA, Н•м,

где Р_ПД - приведенная к ведущему звену движущая сила, Н;

,

где Р_ПУ - приведенная уравновешивающая сила, которая определяется построением рычага Жуковского для каждого положения механизма.

М_ПД 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 м_М = М_ПД^MAX / y_MAX = 5264 / 90 = 58,5 Н•м/мм.

Масштаб углов м_ц =2 • р / L = 2 • 3,14 / 180 = 0,0349 рад/мм.

График работы движущих сил А_Д получается путем графического интегрирования графика М_ПД.

Соединяя конечные точки графика А_Д прямым отрезком, получим график работы сил сопротивления А_С, из которого графическим дифференцированием строится график момента сил сопротивления М_ПС.

Масштаб графика работ м_А = м_М • м_ц •Н₁ = 58,5 • 0,0349 • 50 = 102,05 Дж/мм.

1.5 Построение графика изменения кинетической энергии

График изменения кинетической энергии ДТ(ц) строится путем вычитания из графика А_Д работы движущих сил графика А_С работы сил сопротивления.

Масштаб графика изменения кинетической энергии м_Т = м_А = 102,05 Дж/мм.

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

Диаграмма Виттенбауэра строится путем исключения угла поворота ц из графиков J_П(ц) и ДТ(ц).

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 ДТ = 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;

г = 7,3 • 10⁴ Н / м³ - удельный вес маховика из чугуна;

ш = 0,1 - коэффициент ширины обода;

о = 0,15 - коэффициент высоты обода.

Масса обода кг.

Масса маховика кг.

Ширина обода b = ш • D = 0,1 • 0,73 = 0,073 м, принимаем b = 73 мм.

Высота обода h = о • D = 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, а_А РР (ОА):

а_В = щ₁² • l_АВ = 226² • 0,0825 = 4213,8 м/с².

Для определения ускорения точки С необходимо решить систему векторных уравнений:

где а_СВⁿ - нормальное ускорение точки С относительно точки В, a_СВⁿ || СВ;

а_СВⁿ = щ₂² • l_СВ = 31,8² • 0,305 = 308 м/с²;

а_СВ^ф - тангенциальное ускорение точки С относительно точки В, а_СВ^фСВ;

а_СС0^r - релятивное ускорение движения точки С относительно точки С0, а_СС0^rОX.

Ускорение центра масс звена 2:

.

Угловое ускорение звена 2:

рад/с².

Ускорение точки D определяется из пропорции:

, а_DD0^rОY.

Ускорение центра масс звена 4:

Угловое ускорение звена 4:

рад/с².

Масштаб плана ускорений м_а = а_А / (а) = 4213,8 / 200 = 21,1 м/с²•мм

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

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 М_И для звеньев механизма:

Р_И2 = m₂ • a_S2 = 3 • 3291,6 = 9874,8 H;

Р_И3 = m₃ • a_S3 = 0,915 • 2658,6 = 2432,6 H;

Р_И4 = m₄ • a_S4 = 2,5 • 2721,9 = 6804,8 H;

Р_И5 = m₅ • a_S5 = 0,915 • 1899 = 1738 H;

M_И2 = J_S2 • е₂ = 0,047 • 12106,6 = 569 H•м;

M_И4 = J_S4 • е₄ = 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^ф составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 4, относительно точки Е:

откуда

Н.

Для определения реакций R₂₄ⁿ 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^ф составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 2, относительно точки С:

откуда

Н

Для определения реакций R₀₃ и R₁₂ⁿ составляется план сил по условию равновесия структурной группы:

Масштабный коэффициент построения плана сил:

Н/мм.

Ведущее звено 1:

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

откуда Н

Уравновешивающий момент М_У = Р_У • l_OA = 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 М_У = Р_У • l_OA = 51269• 0,00825 = 4229,7 Н•м.

Разница со значением М_У, 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

r₁ = (m • Z_a) / 2 = (4 • 17) / 2 = 34 мм

r₂ = (m • Z_b) / 2 = (4 • 30) / 2 = 60 мм

Радиусы основных окружностей

r_b1 = r₁ • cosб = 34 • cos20? = 32 мм

r_b2 = r₂ • cosб = 60 • cos20? = 56,4 мм

Толщины зубьев по делительным окружностям

S₁ = m • (р/2 + 2 • X₁ • tg20?) = 4 • (3,14/2 + 2 • 0,968 • tg20?) = 9,1 мм

S₂ = m • (р/2 + 2 • X₂ • tg20?) = 4 • (3,14/2 + 2 • 0,495 • tg20?) = 7,7 мм

Угол зацепления

б_щ =26?50ґ- по номограмме ([3], стр. 44)

Радиусы начальных окружностей

r_W1 = r₁ • cos б / cos б_W = 34 • cos 20? / cos 26?50' = 35,8 мм

r_W2 = r₂ • cos б / cos б_W = 60 • cos 20? / cos 26?50' = 63,2 мм

Межцентровое расстояние

a_W = r_W1 + r_W2 = 35,8 + 63,2 = 99 мм

Радиусы окружностей впадин

r_f1 = r₁ - 1,25 • m + X₁ • m = 34 - 1,25 • 4 + 0,968 • 4 = 32,9 мм

r_f2 = r₂ - 1,25 • m + X₂ • m = 60 - 1,25 • 4 + 0,495 • 4 = 56,98 мм

Радиусы окружностей вершин

r_a1 = a_W - r_f2 - 0,25 • m = 99 - 56,98 - 0,25 • 4 = 41,05 мм

r_a2 = a_W - r_f1 - 0,25 • m = 99 - 32,9 - 0,25 • 4 = 65,15 мм

Шаг зацепления по делительной окружности

р = р ? m = 3,14 ? 4 = 12,56 мм

Определение коэффициента перекрытия

Аналитическим способом:

.

б_a1 = arccos (r_b1 / r_a1) = arccos (32 / 41,05) = 38,78є

б_a2 = arccos (r_b2 / r_a2) = arccos (56,4 / 65,15) = 30°

3.3 Расчет планетарного механизма

Задаваясь значением х = 30 / 41, находим величину у = х ·(-U₁₆^(H)) = 3;

По формуле

,

где к - число сателлитов, определяем количество зубьев z₃ на сателлите 3:

Z₃ = 164·a; Z₄ = y · Z₃ = 492а;

из равенства (х + 1)·Z₂·q = Z₄- Z₃ находим величину Z₂:

Z₂ = 328 · 41a /71, Принимая а = 1/2, получаем:

Z₁ = 69; Z₂ = 95; Z₃ = 82; Z₄ = 246.

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

Расчет размеров колес планетарного механизма

d₁ = m_I • Z₁ = 4 • 69 = 276 мм

d₂ = m_I • Z₂ = 4 • 95 = 380 мм

d₃ = m_I • Z₃ = 4 • 164 = 328 мм

d₃ = m_I • Z₃ = 4 • 246 = 984 мм

Масштаб построения схемы механизма м_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 R_MIN = 0,04728 м = 47 мм.

4.2 Построение профиля кулачка по заданному закону движения выходного звена

Масштаб построения профиля

_l = 0,0624/149 = 0,000419 м / мм.

Список использованной литературы:

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

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.

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.

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