Реферат: 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 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 м/с – скорость точки E , лежащей на стойке;
VEE – скорость движения точки E относительно точки E , VEE ÷÷ 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 = ψ ∙ D = 0,1 ∙ 0,73 = 0,073 м, принимаем b = 73 мм.
Высота обода h = ξ ∙ 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, аА ׀׀ (ОА ):
аВ = ω12 ∙ 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 = ω22 ∙ 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 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 R24τ 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 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.