Разработка механизмов двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА разработку механизмов двигателя внутреннего сгорания

Студенту Худовец С. Д. группы УЭТБ-13

Спроектировать маховик, обеспечивающий заданную коэффициентом? неравномерность движения машины.

Определить мощность двигателя.

Определить усилия в кинематических парах механизма и момент, приложенный к кривошипу.

Выполнить проверочный расчет: вычислить момент, приложенный к кривошипу, с помощью рычага Жуковского.

Спроектировать прямозубую зубчатую передачу.

Проверить работоспособность передачи двумя способами: по таблице формул и по картине зацепления. Спроектировать кулачковый механизм

1 Технические требования

Двигатель используется для привода электрогенератора, центробежного насоса или вентилятора, динамо-машины, бензопилы, лодочного мотора, мотоцикла, движущегося с постоянной скоростью и др. (которые в дальнейшем будут называться потребитель мощности) через простую передачу. Режим подачи топливной смеси постоянный.

Кривошип (коленчатый вал) уравновешен.

Центры масс ползунов (поршней) совпадают с вращательными парами.

Центры масс шатунов расположены на расстоянии, равном трети длины шатуна со стороны кривошипа, например:.

Передаточное отношение передачи i = z2/z1.

Зависимость отношения давления газа в цилиндре двигателя к максимальному давлению (р/рmax) от перемещения поршня (индикаторная диаграмма) задана таблицей 1, где обозначено: ВМТ - верхняя мертвая точка поршня; НМТ - нижняя мертвая точка поршня или диаграммой.

Таблица 1- Относительное давление газа в цилиндрах ДВС

№ точки n			0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Относительное давление газа (в долях рmax)	р/рmax	Движение поршня от ВМТ к НМТ	1,0	0,55	0,34	0,23	0,17	0,13	0,10	0,08	0,06	0,02	0
	р/рmax	Движение поршня от НМТ к ВМТ	1,0	0,22	0,12	0,08	0,05	0,03	0,02	0,01	0,003	0	0

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

2 Требования к объему и оформлению разрабатываемой конструкторской документации

Чертежи.

Динамический синтез ДВС. Формат А1.

Силовой расчет механизма ДВС. Формат А1.

Синтез зубчатой передачи. Формат А1.

Синтез кулачкового механизма. Формат А1.

Текстовая документация.

Расчетно-пояснительная записка.

Конструкторская документация должна быть выполнена в соответствии с требованиями ЕСКД. Текстовая документация должнасоответствовать требованиям ГОСТ 2.105"Общие требования к текстовым документам" и стандарту предприятия СТО ИрГТУ.005-2009.

Примечание. Пояснительная записка обязательно должна содержать титульный лист, техническое задание,содержание, введение, необходимые расчеты и пояснения, перечень использованной литературы.

3 Этапы выполнения работ и сроки их выполнения

Обязательные этапы работ, их содержание, чем они заканчиваются приведены в таблице 2.

Таблица 2

Этап работы	Содержание работы	Чем заканчивается этап
Выполнение расчетов и построение чернового варианта чертежей	Выполняются для каждого листа Чертежи делают на миллиметровке	Утверждением результатов расчетов и чертежей
Написание расчетно-пояснительной записки	Расчеты оформляются в электронном виде в редакторе Word и записываются на диск CD с последующей распечаткой	Утверждением текста записки
Выполнение чистового варианта чертежей	Чертежи выполняются на ватмане с последующим созданием электронного варианта	Утверждением чертежей
Компоновка курсового проекта	Объединение электронных версий документов в один файл (титульный лист, техническое задание, текст записки, чертежи)	Подписанием разработанной документации, защитой курсового проекта

Сроки выполнения этапов работы:

Динамический синтез ДВС - 15 октября

Силовой расчет механизма ДВС - 1 ноября

Синтез зубчатой передачи -15 ноября

Синтез кулачкового механизма -15 декабря

Дата выдачи задания “11” сентября 2014 г.

Дата представления проекта руководителю “22” декабря 2014 г.

Руководитель курсового проектирования (курсовой проект) А.Н. Клепацкий.

ВВЕДЕНИЕ

В состав двигателя внутреннего сгорания (ДВС) входят такие механизмы как кривошипно-ползунный механизм двигателя, простая зубчатая передача и кулачковый механизм.

Кривошипно-ползунный механизм применяется в ДВС, во-первых, потому, что принадлежит к семейству рычажных механизмов, которые имеют только низшие кинематические пары, более других приспособленные к восприятию значительных усилий, действующих в ДВС. Во-вторых, в этом механизме, преобразующем возвратно-поступательное движение ползуна (поршня) во вращательное движение кривошипа (коленчатого вала), используется минимум звеньев - 4 (включая стойку - корпус двигателя).

При V-образной схеме расположения цилиндров они размещаются напротив друг друга под различным углом (от 1 до 180 градусов). Чаще всего, этот градус равен 45, 60 или 90 и такая схема похожа на латинскую букву V. Сегодня часто можно встретить подобные двигатели - v5,v6,v8, а также с 10 и 12 цилиндрами. В мотоциклах чаще встречаются 2 и 4 цилиндра, тогда как спортивные мотоциклы поставляются с 5 и 6 цилиндрами. Авиационные и корабельные двигатели оснащаются 4,5, 10 и 12 цилиндрами, встречаются случаи и с большим количеством. Такое расположение цилиндров дает возможность сократить габариты мотора в сравнении с двигателями, имеющими рядное расположение цилиндров. Простая передача применяется для привода рабочего вала потребителя, а кулачковый механизм является частью системы газораспределения.

Для обеспечения заданного уровня неравномерности движения на вал двигателя устанавливается маховик.

Для выбора подшипников, материала цилиндров необходимо определить усилия в кинематических парах. Для этого применяется принцип Даламбера.

При проектировании зубчатой передачи должны быть обеспечены условия ее работоспособности.

Практический профиль кулачка строится методом редукции движения механизма.

1. ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ МАШИНЫ

поршень зубчатый маховик зацепление

Задание. Определить мощность двухтактного двигателя внутреннего сгорания (ДВС) и спроектировать маховик, обеспечивающий заданную неравномерность хода машины. Двигатель работает в режиме установившегося движения (средняя угловая скорость коленчатого вала ?1 постоянна). К коленчатому валу приложен постоянный момент сопротивления М от механизма, который приводится в движение этим двигателем с помощью зубчатой передачи (на схеме не показана).

Примерами таких машин являются: динамо-машина, мотопомпа, бензопила, лодочный мотор, мотоцикл, движущийся с постоянной скоростью и др.

Исходные данные:

1. Кривошип (коленчатый вал) уравновешен, т.е. центр масс кривошипа С1 лежит на оси вращения О.

2. Центры масс ползунов (поршней) С3, С5 совпадают с вращательными парами.

3. Центры масс шатунов С2, С4 расположены на расстоянии, равном трети длины шатуна со стороны кривошипа, например: .

4. Передаточное отношение передачи i = z2/z1.

5. Зависимость отношения давления газа в цилиндре двигателя к максимальному давлению (р/рmax) от перемещения поршня (индикаторная диаграмма) задана таблицей 1.1, где обозначено: ВМТ - верхняя мертвая точка поршня; НМТ - нижняя мертвая точка поршня (вид диаграммы показан на рис. 1.1).

Численные данные, необходимые для расчетов, приведены в табл. 1.2.



Рисунок 1.1 - Зависимость относительного давления газа в цилиндре двигателя от относительного перемещения поршня (индикаторная диаграмма)

Таблица 1.1

№ точки n			0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Относительное давление газа (в долях рmax)	р/рmax	Движение поршня от ВМТ к НМТ	1,0	0,55	0,34	0,23	0,17	0,13	0,10	0,08	0,06	0,02	0
	р/рmax	Движение поршня от НМТ к ВМТ	1,0	0,22	0,12	0,08	0,05	0,03	0,02	0,01	0,003	0	0

Таблица 1.2

Данные	Обозна-чение	Значение	Единицы измерения
Размеры звеньев: кривошипа шатунов	lОА= lOD lАВ=lAE=lDE	0,095 0,316	м м
Частота вращения кривошипа	n1	830	об/мин
Массы звеньев: шатунов ползунов (поршней)	m2= m4 m3= m5	3,0 3,6	кг кг
Моменты инерции звеньев: кривошипа (коленвала) шатунов ротора потребителя мощности	J1 J2=J4 Jпотр	0,14 0,07 0,16	кг·м2 кг·м2 кг·м2
Диаметр цилиндра	d	0,112	м
Максимальное давление в цилиндре	pmax	7,1	МПа
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа	?	0,16	-
Числа зубьев колес передачи	z1 z2	13 27	-
Модуль зубьев передачи	m	4	мм

Планы положений механизма.Построим на листе 8 планов положений в масштабе. Один из них оформим в виде кинематической схемы. Положение № 0 должно соответствовать началу рабочего хода. Для ДВС нулевое положение выбирается в верхней мертвой точке (ВМТ). Масштабный коэффициент расстояний вычисляется по наибольшему звену:

Планы скоростей. Угловая скорость кривошипа 1

.

Вычислим скорость точки А:



Выберем длину отрезка, изображающего ее на чертеже, оа = 100 мм.

Масштабный коэффициент скорости

.

Начнем построение плана скоростей с построения отрезка оа, изображающего скорость точки А. Скорость следующей точки В построим согласно формуле

Для построения скорости точки В проведем через точку о на плане скоростей прямую, параллельную направляющей, а через точку а - прямую, перпендикулярную шатуну АВ и обозначим точку их пересечения буквойb.

Для построения скорости центра масс шатуна С2 составим пропорцию

, откуда

Отложим от точки а на плане скоростей третью часть отрезка аb и поставим точку с2. Построим отрезок ос2, изображающий скорость VC2.

Аналогично строим скорости остальных точек по формулам:

,

.

Вычислим скорости всех точек механизма:

, , ,

и угловые скорости шатунов:

,

и занесем в табл. 3.

Положения № 0 и № 8:

0 • 0,0825 = 0 м/c,

,

= 100 • 0,0825= 8,25 м/c,

,

положение № 1

,

= 81• 0,0825 = 6,6825 м/c,

,

положение № 2

,

= 0 м/c

= 0•0,0825 =0 м/c,

,

положение № 3

,

= 71•0,0825 = 5,8575 м/c,

,

положение № 4

0•0,0825 = 0 м/с ,



= 88•0,0825 = 7,26 м/c,

,

положение № 5

,

= 58•0,0825 = 4,785 м/c,

,

положение № 6

,

= 0 рад/с

= 0•0,0825 = 0 м/c,

,

положение № 7

 ,

= 53•0,0825 = 4,3725 м/c,

,

Найденные скорости заносятся в табл. 1.3.

Таблица 1.3 - Подготовка данных для расчета на ПК

№ положения	VB, м/с	VС2, м/с	?2, рад/с	VЕ, м/с	VС4, м/с	?4, рад/с	Сила F1, Н	Сила F2, Н
0	0	5,115	26,1	8,25	8,25	0	69892	0
1	7,26	7,26	19,58	6,6825	7,425	18,53	27296,88	0
2	8,25	8,25	0	0	5,61	26,1	6999,2	1399,84
3	3,465	6,8475	21,41	5,8575	7,6725	20,36	2799,68	1049,88
4	0	5,115	23,5	7,26	7,26	0	0	69892
5	4,29	6,68	18,54	4,785	7,5	19,32	0	27296,88
6	8,25	8,25	0	0	5,115	26,1	1399,84	6999,2
7	6,93	7,26	19,58	4,3725	6,6825	18,54	10498,8	2799,68
8	0	5,115	26,1	8,25	8,25	0	69892	0

Определение значений переменной силы давления газов на поршень. Пристроим диаграмму давления к планам положений механизма. Для этого:

1) совместим начало отсчета диаграммы с началом рабочего хода звена (для двигателя внутреннего сгорания это будет верхняя мертвая точка поршня);

2) расстояние между ВМТ и НМТ поделим на 10 равных частей и пронумеруем, начиная от ВМТ, которой присваивается номер 0 (для ДВС);

3) выберем высоту графика ymaxравной 100 мм, что будет соответствовать максимальному значению отношения р/рmax= 1;

4) положения точек графика найдем по формуле , мм. Значения относительного давления газа берутся из таблицы 1.1;

5) построенные точки соединим плавной линией.

Максимальное значение силы

0,25•3,14•0,1122•7100 = 69,892 Н

Масштабный коэффициент для силы

.

Измерим отрезки yk, изображающие значения силы в мм в построенных положениях механизма, вычислим эти значения: и занесем в табл. 1.4. Если в данном положении поршень движется от ВМТ к НМТ, по уkизмеряем по верхней линии, если обратно - по нижней.

Положения № 0 и № 8

100•698,92 = 69892 Н.

Положение № 1

39•699,92 = 27296,88 Н.

Положение № 2

10•699,92 = 6999,2 Н.

Положение № 3

4•699,92 = 2799,68 Н.

Положение № 4

0•699,92 = 0 Н.

Положение № 5

0 Н.

Положение № 6

2•699,92 = 1399,84 Н.

Положение № 7

15•699,92 = 10498,8 Н.

Для определения значений силы F2 учтем, что поршень 5 отстает от поршня 3 на 2 положений.

Вычисление приведенного момента сил. Для этого необходимо вычислить мощности всех сил (кроме момента М, приложенного к кривошипу) по формуле

Мощность силы давления газов , где знак «+» ставится при движении поршня в сторону силы. Для ДВС - при движении от ВМТ к НМТ.

В учебном курсовом проекте допускается не учитывать мощности сил тяжести звеньев (в данном случае шатунов), если они малы по сравнению максимальной силой, действующей на поршень.

Мощность сил вычисляется для всех положений механизма.

Приведенный момент сил для каждого положения механизма находим по формуле

= Нм,

Расчеты выполнены в Exel(рис. 1.2).

Рисунок 1.2 Диаграмма приведенного момента сил

Работа приведенного момента сил вычислена в Exel интегрированием по формуле трапеций (рис. 1.3)

Рисунок 1.3 Диаграмма работ приведенного момента сил и момента полезного сопротивления

Найдем изменение кинетической энергии всего механизма (машины) с маховиком ?Т. Для учета работы момента сопротивления, который считается постоянным, удобнее вычислить ее с противоположным знаком. Тогда для построения графика -АМ соединим прямой начало и конец построенного графика работы приведенного момента сил (рис. 1.3).

Изменение кинетической энергии всего механизма (машины) с маховиком

?Т = АМп + АМ

вычислено в Exel.

Вычисление приведенного момента инерции механизма JПбез учета вращающихся звеньев. Для каждого положения механизма находят кинетические энергии звеньев по формулам:

для поршня - поступательное движение;

для шатуна + - плоское движение,

где VС2 - скорость центра масс шатуна 2;

J2 - момент инерции шатуна относительно центральной оси.

Аналогично для 2-го цилиндра:

+,

Кинетические энергии кривошипа 1, маховика, колес передачи и ротора потребителя мощности вычислять не требуется, т.к. их моменты инерции входят в постоянную часть приведенного момента инерции механизма, которая не участвует в расчетах и на данном этапе неизвестна.

Затем вычисляется кинетическая энергия механизма без учета вращающихся звеньев

Т = Т2 + Т3+ Т4+Т5.

Приведенный момент инерции этой части механизма находят по формуле

Вычисление изменения кинетической энергии для переменной части приведенного момента инерции ТV.

,

где JП,0 - значение JП в нулевом положении:

Изменение кинетической энергии для постоянной части приведенного момента инерции ТСнайдем вычитанием ТС = Т - ТV .

Таблица 1.4

№ положения	Прив. момент сил, Мп, Нм	Работа приведенного момента, А, Дж	Работа момента полезного сопротивления	Изменение кин. энергии
			(-)Ам, Дж	Т, Дж
1	2281,198858	895,3705518	?	??
2	664,684982	2051,629959	??	??
3	182,4560275	2384,132805		????
4	5840,870846	4748,288603		??
5	1503,517429	7630,961002
6	-132,9369964	8168,913821	??
7	-978,4162935	7732,707655		??
8	0	7348,67926

Таблица 1.5

Кинетич энергия поршня 3	Кинетич энергия поршня 5	Кинетич энергия шатуна 2	Кинетич энергия шатуна 4	Прив. мом. инерции	?ТV, Дж	?ТС, Дж
Т3	Т5		??	Jп, кгм2
0	102,09375	49,7342813	85,078125	0,062781743	0	0
79,0614	66,98370938	75,46891	77,4973038	0,079240035	62,1051669	-85,32
102,09375	0	85,078125	56,370375	0,064540353	6,63609375	207,824
18,0093375	51,46545938	70,0700228	83,9473103	0,059226935	-13,4140263	-358,21
0	79,0614	46,5102813	65,8845	0,050737191	-45,449975	1119,4
27,60615	34,3443375	64,37129	79,64406	0,054582348	-30,9403188	3068,98
102,09375	0	85,078125	49,7342813	0,062781743	0	2657,4
72,03735	28,67813438	75,46891	64,4130478	0,063759959	3,69128594	1298,92
0	102,09375	49,7342813	85,078125	0,062781743	0	0

Расчет момента инерции маховика. Постоянная часть приведенного момента инерции определяется по формуле

где наибольшее и наименьшее значения ТС выбираются из последнего столбца таблицы.

Передаточное отношение передачи

2,07.

Момент инерции маховика получается вычитанием из найденного значения моментов инерции кривошипа, минимального значения момента инерции JП min из столбца таблицы JП, а также момента инерции потребителя мощности, приведенного к кривошипу:

 2,6104 кгм2

Проектирование маховика в виде обода. Примем предварительно радиус маховика R = 0,2 м. Проверим выполнение условия ограничения его окружной скорости (скорости точек на ободе):

100 м/с для стального маховика.

Плотность стали = 7,8 103 кг/м3.

Высота профиля обода маховикаbвыбирается исходя из условия , при выполнении которого момент инерции маховика можно приближенно вычислять по формуле для обода.

Примем

= 0,0416 м.

Ширина профиля обода маховика находится из формулы

= = 0,0823 м.

Определение мощности двигателя. Среднее значение момента М, приложенного к кривошипу 1

= 1170,1719 Нм

где А8- работа приведенного момента в 8-м положении.

Мощность двигателя (без учета потерь на вредное сопротивление) найдем по формуле

86,871170,1719 = 101652,8330 Вт = 101,653 кВт.

2. КИНЕТОСТАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ (СИЛОВОЙ РАСЧЕТ) МЕХАНИЗМА ДВС

Задание. Определить усилия в кинематических парах механизма и момент, приложенный к кривошипу.

Исходные данные - см. лист 1.

Номер положения механизма для силового расчета 1.

1. Структурный анализ механизма



ВВП

ВВП

Рисунок 2.1 - Структурный анализ механизма

Число избыточных связей можно определить по формуле Чебышева:

W = 1? число степеней свободы механизма;

n = 5 - число подвижных звеньев;

рн = 7- число высших (поступательных и вращательных) кинематических пар;

рв =0 ? число высших пар ( второго рода).

.

Избыточных связей нет. Произведем структурный анализ мезанизма (рис. 2.1).

Таким образом, кривошипно-ползунный механизм состоит из механизма 1-го класса и двух структурных групп 2-го класса, 2-го порядка вида ВВП. Класс механизма - 2.

2. Построим план механизма (кинематическую схему) в заданном положении и нанесем действующие силы F1, F2 и момент М, приложенный к кривошипу (уравновешивающий момент). Силами тяжести звеньев пренебрегаем.

Масштабный коэффициент расстояния

3. Перенесем план скоростей механизма для заданного положения с 1-го листа.

4. Построим план ускорений механизма.Ускорение точки А найдем по формулам:

Выберем длину отрезка, изображающего его на чертеже: оа = 100 мм .Масштабный коэффициент ускорения

.

Начнем построение плана ускорений с построения отрезка оа, изображающего центростремительное ускорение точки А.

Для построения ускорения точки В проведем через точку о на плане ускорений прямую, параллельную направляющей, вдоль которой направлено это ускорение. Вторая прямая строится на основании формулы для ускорения точки:

где центростремительное ускорение точки В при ее вращении вокруг полюса А равно

и изображается на плане ускорений ускорений вектором, направленным параллельно звену АВ от т. В к т. А. Его длина на чертеже

= 16,89 мм.

(Угловая скорость берется из табл. 1.3 в записке для 1-го листа для заданного положения.) Проведем через точку nв прямую, перпендикулярную звену АВ и обозначим точку пересечения с первой прямой буквой в.

Для построения ускорения центра масс шатуна С2 составим пропорцию

откуда= •61 = 20,33 мм.

Построим отрезок ос2, изображающий ускорение аC2.

Аналогичным образом построим ускорения остальных точек механизма:

изображается на плане ускорений отрезком

= 6,42 мм

= 71 = 23,66 мм

Вычислим ускорения всех точек механизма:

,

,

.

и угловые ускорения шатунов:

,

,

Для определения направления углового ускорения ?2 необходимо ускорение , которое изображается отрезком nb, мысленно перенести в т. В. Направление «вращения» этого ускорения вокруг точки А совпадает с направлением углового ускорения ?2 . Аналогично определяем направление ?4.

5. Начертим 1-ю структурную группу (т.е. часть механизма, состоящую из шатуна 2 и ползуна 3) в заданном положении, нанесем все силы и моменты, действующие на звенья механизма, в т.ч. реакции в кинематических парах. Значение силы давления газов на поршень берется из 1-го листа (табл. 1.4) для заданного положения механизма: F1 = 27296,88 Н.

6. Вычислим главный вектор и главный момент сил инерции шатуна по формулам

3•652,379 = 1957,137 Н

0,07•1588,06962 = 111,16 Нм

Главный вектор сил инерции ползуна (поршня)

3,6•595,027 = 2142,0972 Н.

Нанесем их на план структурной группы. Направления указанных величин противоположны соответствующим ускорениям.

7. Составим уравнение равновесия моментов всех сил, приложенных к 2-му звену (шатуну) и сил его инерции относительно промежуточной вращательной пары В

где плечо силы инерции 0,145 м (ВG измеряется в мм).

Вычислим тангенциальную составляющую реакции во вращательной паре А.

= = 1009,21 Нм.

Пункты 5 ? 7 выполняются и для 2-й структурной группы, состоящей из шатуна 4 и ползуна 5:

Значение силы давления газов на поршень берется из 1-го листа (табл. 1.4) для заданного положения механизма: F2 = 0 Н.

8. Вычислим главный вектор и главный момент сил инерции шатуна по формулам

3•666,717 = 2000,515 Н,

0,07•1588,06962 = 111,16487 Нм.

Главный вектор сил инерции ползуна (поршня)

3,6•573,52 = 2064,672 Н.

Нанесем их на план структурной группы. Направления указанных величин противоположны соответствующим ускорениям.

9. Составим уравнение равновесия моментов всех сил, приложенных к 4-му звену (шатуну) и сил его инерции относительно промежуточной вращательной пары Е:

плечо силы инерции 0,152 м.

Вычислим тангенциальную составляющую реакции во вращательной паре А

= = 610,31038 Нм.

10. Построим план сил 1-й структурной группы в удобном для построения масштабе, который выбирается по наибольшей из восьми известных сил. Масштабный коэффициент для сил ?F вычислим потом по формуле

Сначала нарисуем известные силы, действующие на ползун: , которая изображается отрезком

и , изображаемая отрезком

Известные силы, действующие на шатун, изображаются отрезками

и

Все силы рисуем друг за другом и построенную ломаную линию замыкаем (т.е. превращаем в замкнутый силовой многоугольник), проводя через начало и конец ломаной прямые, параллельные неизвестным силам: через точкуа параллельно , через точку е - параллельно . Точку пересечения обозначим f.

Измерим отрезки af , df и вычислим реакции:

52•100 = 5200 Н

263•100 = 26300 Н

11. Определим реакцию в промежуточной кинематической паре В. Для этого ломаную fabc, составленную из сил, приложенных к ползуну, необходимо замкнуть этой силой. Тогда 271•100 = 27100 Н.

12. Построим аналогично план сил 2-й структурной группы в том же масштабе. Сначала нарисуем известные силы, действующие на ползун: , которая изображается отрезком

, и

изображаемая отрезком

Известные силы, действующие на шатун, изображаются отрезками

и

Все силы рисуем друг за другом и построенную ломаную линию замыкаем (т.е. превращаем в замкнутый силовой многоугольник), проводя через начало и конец ломаной прямые, параллельные неизвестным силам: через точкуа параллельно , через точку е - параллельно . Точку пересечения обозначим f.

Измерим отрезки af , df и вычислим реакции:

= 400 Н,

= 1000 Н.

13. Определим реакцию в промежуточной кинематической паре В. Для этого ломаную fabc, составленную из сил, приложенных к ползуну, необходимо замкнуть этой силой. Тогда 23•100 = 2300 Н.

14. Начертим механизм 1-го класса (кривошип со стойкой) и нанесем все силы и моменты, действующие на кривошип, (кроме реакции в кинематической паре О). Сила противоположна силе , построенной на плане сил. Сила противоположна силе .

15. Составим уравнение равновесия моментов всех сил, приложенных к кривошипу, относительно вращательной пары О

,

где плечи сил . 77•0,001 = 0,077 м,

90•0,001 = 0,9 м.

Вычислим момент М, приложенный к кривошипу (уравновешивающий момент) М = 26300•0,077-1000•0,09 = 1935 Нм.

16. Построим план сил для кривошипа в том же масштабе.

План сил состоит из 3-х сил: , изображаемой отрезком

, изображаемой отрезком

и замыкающей их ? реакции в кинематической паре О:

= 32•100 = 3200 H.

Силовой расчет механизма закончен.

Таблица 2.1 - Результаты расчетов

Уравновешивающий момент, Нм	Реакции в кинематических парах, Н
	О	А	В	Поступательная	D или А	E	Поступательная
M	F0,1	F1,2	F2,3	F0,3	F4,1	F4,5	F0,5
1935	3200	26300	27100	5200	1000	2300	400

17. Проверочный расчет с помощью «рычага Жуковского». Еще раз вычислим момент, приложенный к кривошипу, новое значение которого обозначим . Для этого повернем план скоростей на 90о и перенесем действующие силы с кинематической схемы механизма в одноименные точки повернутого плана скоростей («рычага Жуковского»), а также силы инерции звеньев. Моменты при переносе на рычаг Жуковского приходится пересчитывать:

111,16• = 29548,86 Hмм,

111,16 = 24624,05 Hмм

(пока неизвестен).

Cоставим уравнение равновесия моментов относительно начала плана о, измеряя плечи сил в мм:

Найдем отсюда

= M2U+F2U•ok-F3U•ob = 2058409,8707 = Нмм.

Вычислим новое значение момента, приложенного к кривошипу.

20584098707• = 1849,76 Нм.

Относительная разница этих двух значений уравновешивающего момента не должна превосходить 5 %:

= 0,04393 ? 0,05.

3. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Задание. Спроектировать прямозубую передачу с цилиндрическими колесами и эвольвентными зубьями. Методы построения изложены в 1.

Исходные данные: номер варианта 15, модуль зубьев равен 4 мм, числа зубьев: z1= 13, z2= 27 .

Введение. Характеристика механизма: простая плоская передача, имеет высшую кинематическую пару 2-го рода, предназначена для изменения угловой скорости и вращающего момента.

Расчет основных размеров колес и передачи.

Радиусы делительных окружностей

Минимальное смещение

0,2353

Спроектируем равносмещенную передачу:

- 0,2353

3. Радиусы основных окружностей

0,93969 = 24,432 мм,

0,93969 = 50,7434 мм.

4. Шаг по делительной окружности

5. Толщина зубьев по делительным окружностям

6. Угол зацепления

.

Межосевое расстояние

Радиусы окружностей впадин (ножек)

26+4(0,2353-1,25) 21,9411765 мм,

54+4(-0,2353-1,25) = 48,0588235 мм.

9. Радиусы окружностей выступов (головок); радиусы заготовок

= 80 - 48,0588235 - 0,25 •4 =30,94117670 мм,

= 80 - 21,9411765 - 0,25 • 4 = 57,05882353 мм.

10. Модуль передаточного отношения (передаточное число)

11. Сдвиг инструментальной рейки

4•0,2353 = 0,9411764 мм,

4•(-0,2353) = -0,9411764 мм.

Построение картины зацепления. Масштаб чертежа выбирается таким, чтобы модуль зубьев изображался отрезком 20 - 25 мм: 5:1

Проведем линию центров О1О2 , отложив межосевое расстояние aw, и построим по 4 окружности для каждого колеса: делительные, основные, головок (выступов) и ножек (впадин). Для контроля точности построения учтем, что зазоры между окружностями головок и ножек должны составлять 0,25m. Размер , показанный на чертеже, получается умножением этого зазора на масштаб.

Проведем общую касательную N1N2 к основным окружностям - теоретическаялиния зацепления. Для точного построения точек N1, N2 необходимо из центров колес О1, О2 опустить перпендикуляры на касательную. Точки пересечения касательной с окружностями головок А1, А2 ограничивают практическую линию зацепления, которую необходимо провести основной (жирной) линией. Точка ее пересечения Р с линией центров О1О2 - полюс зацепления.

Из точки Р проводим перпендикуляр к линии центров О1О2 и измеряем угол зацепления, который при правильном построении не должен отличаться от вычисленного значения .

Порядок построения зубьев:

а) для первого колеса строятся 4 окружности (рис. 3.1). Затем необходимо провести касательную к основной окружности и уточнить положение точки касания N1 с помощью перпендикуляра, опущенного из центра, как это делалось на чертеже;

б) поделим отрезок N1P на 4 равные части и, поставив иголку циркуля в точку 3, перенесем точку Р на основную окружность которую обозначим Р';

в) поделим половинным делением дугу N1Р' на равные части длиной 15 - 20 мм точками 1', 2', 3'…от точки Р'(рис. 3.1). На столько же частей делится отрезок РN1 точками 1, 2, 3,… от точки Р;

г) точка Р'является нулевой точкой профиля зуба. Для построения первой точки профиля необходимо из точки 1' провести перпендикулярно радиусу О11' касательную к основной окружности в сторону точки Р', и отложить на ней расстояние 1Р. Аналогично из точки 2' проводится касательная, на которой откладывается расстояние 2Р, давая вторую точку профиля. Из точки 3' - 3Р… Таким образом строят профиль зуба до точки Р.

д) для продолжения построения профиля продолжим деление основной окружности и линии зацепления за точку N1 и останавливаемся после пересечения профилем окружности головок;

е) для построения другой стороны профиля зуба по делительной окружности откладывается половина толщины зуба по делительной окружности S/2 (умноженная на масштаб) и через полученную точку и центр колеса проводится ось симметрии зуба, с помощью которой строятся точки другой стороны зуба;

ж) профиль зуба сопрягают с окружностью ножек дугой окружности радиуса 0,2m = 0,8 мм. Радиус r' на рис. 3.1 получается умножением этого размера на масштаб;

з) если радиус окружности ножек меньше радиуса основной окружности, то профиль зуба внутри основной окружности строят по радиусу этой окружности (см. рис. 3.1).

Таким же образом строится зуб второго колеса.

Сначала на чертеже построим по одному зубу каждого колеса, соприкасающихся в точке Р. Затем по делительным окружностям (в масштабе чертежа) откладываются расстояния, равные шагу по делительным окружностям m, и строим еще по одному зубу с обеих сторон. В пределах линии А1А2 зубья колес соприкасаются.

6. Точки В1, В2, ограничивающие рабочие поверхности зубьев, (см. чертеж к 3-му листу «Картина зацепления») получаются переносом точек А1, А2 циркулем дугами окружностей с центрами О1, О2. Начиная с этих точек профили зубьев штрихуем до вершин.

Рисунок 3.1 - Построение профиля зуба

Проверка работоспособности передачи.

Толщина зубьев по окружностям головок (проверка на заострение).

По формулам:



Подставим значения:

мм, = 2 • 30,940,5418773 ? 0,8мм,

мм, = 2 • 57,062,9107264? 0,8 мм.

Зубья малого колеса заострены.

По картине зацепления. Проверка на заострение зубьев осуществляется непосредственным измерением толщин зубьев по окружностям головок (с учетом масштаба):

3,5 мм < 4 мм,

14 мм ? 4 мм.

Зубья малого колеса заострены.

Проверка на заклинивание зубьев (интерференция зубьев)

По формулам:

,

.

Подставим значения:

 мм

мм

Неравенства выполняются, значит, заклинивания зубьев нет.

По картине зацепления. Заклинивание (интерференция или наложение) зубьев проявляется на картине зацепления тем, что практическая линия зацепления А1А2 выходит за пределы теоретической линии зацепления N1N2. В нашем случае заклинивания нет.

Проверка на непрерывность зацепления.

По формуле коэффициент перекрытия равен

= 1,5 > 1.

Неравенство выполняется, значит, непрерывность зацепления обеспечена.

По картине зацепления коэффициент перекрытия равен отношению длины практической линии зацепления к шагу по ней (толщина зуба плюс ширина впадины):

=1,5 >1.

Неравенство выполняется, значит, непрерывность зацепления обеспечена.

Результаты обеих проверок совпадают.

Передача работоспособна.

Заключение. Вычислены основные размеры прямозубой передачи с цилиндрическими колесами и сделан ее чертеж, на основании чего можно составить задание для нарезания зубьев:

диаметры заготовок: RГ1 = 30,94 мм, RГ2 = 57,06 мм;

сдвиги инструмента: mx1 = 0,9412 мм, mx2 = -0,9412 мм.

Проверена работоспособность передачи.

4. СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

Задание. Построить профиль кулачка для кулачкового механизма для заданного закона движения толкателя

s = Si = 4H ()3 , при 0 ? ? ? ; Si = H - 4H (1 - )3 при ? ? ? ?уд

Характеристика механизма: плоский, с вращающимся кулачком, поступательно движущимся толкателем, снабженным роликом.

Для проектирования используем программу «Кулачок» в качестве системы автоматизированного проектирования.

Исходные данные :

1. Эксцентриситет е = 0 мм

2. Угол подъема = 100 о .

3. Угол дальнего стояния = 0 о.

4. Угол опускания: = 60 о.

5. Максимальный угол давления для кулачковых механизмов с роликовым толкателем : = 35 о.

6. Ход толкателя : Н = 17 мм = 0,017 м.



Рисунок 4.1 -Аналог ускорения толкателя

1 этап. Определение минимального радиуса кулачка.

Выполним расчет для произвольного значения минимального радиуса кулачка, например r =0,01 м.Характер изменения ускорения(рис. 4.1): линейный.

Для механизма 1-го типа с роликом:

1. Исключим ? из диаграмм (рис. 4.2). Для этого для угла подъема на листе проведем горизонтальную ось s' в сторону движения точек кулачка, находящихся в контакте с толкателем, и вертикальную осьs. Отложим вдоль этих осей значения , соответствующие каждому значению ?. Полученные точки соединим плавной линией. Аналогично сделаем для угла опускания.



Рисунок 4.2 -перемещение толкателя (ряд 1) и аналог скорости толкателя (ряд 2)

Масштабный коэффициент чертежа

где ymax- максимальная высота графика перемещения толкателя в мм.

2. Под углом к вертикали проведем касательные к овалу.

Выберем положение оси кулачка в нижней точке пересечения О касательных с вертикальной осью s'. Измерим расстояние от нее до нижней точки овала А0. Вычислим минимальный радиус кулачка:

= 55 • 0,0005 = 0,027 м = 27 мм.

1. Введем найденное значение минимального радиуса кулачка и повторим расчет.

На диаграмме получим теоретический профиль кулачка. Приведем его к натуральному масштабу.

3. Построение практического профиля кулачка.

Для механизма 1-го типа выберем радиус ролика из условий:

R ? 0,4 r,

R ? 0,8 ?min,

где?min- минимальный радиус кривизны теоретического профиля.

Примем R = 0,004 м.

Получим практический профиль кулачка

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Вычислена мощность ДВС. Определены размеры маховика, обеспечивающего заданный уровень неравномерности движения машины.

Вычислены усилия в кинематических парах. Полученные данные позволяют выбрать вид, тип и марку подшипников пользуясь справочником.

Вычислены основные размеры прямозубой передачи с цилиндрическими колесами и сделан ее чертеж, на основании чего можно составить техническое задание для нарезания зубьев. Проверено выполнение условий работоспособности передачи.

Построен практический профиль кулачка.

За не такую уж и длительную историю развития ДВС, были разработаны разные его модификации, отличающиеся различным исполнением и сложностью. Тем не менее, несмотря на все имеющиеся трудности в производстве и недостатки конструкции, V образный двигатель в настоящее время является одним из самых массовых вариантов ДВС.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Курсовое проектирование по ТММ./Под ред. А.С.Кореняко.- М.: ООО «Ме диаСтар», 2006. - 329 с.

2. Матвеев, Ю.А. Теориямеханизмовимашин: учебное пособие / Ю.А. Матвеев, Матвеева Л.В. - М.: Альфа-М, 2011. - 320 с.

3. СМК. Учебно-методическая деятельность. Оформление курсовых и дипломных проектов (работ) технических специальностей. СТО ИрГТУ. 005-2009.

Размещено на Allbest.ur