Двухцилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

РЕФЕРАТ

В данной работе исследован и спроектирован двухцилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания. Механизм предназначен для преобразования возвратно-поступательного движения ползунов (поршней) во вращательное движение кривошипа. Рассчитаны основные параметры, характеризующие данный механизм.

МЕХАНИЗМ, КРИВОШИП, ШАТУН, КИНЕМАТИЧЕСКАЯ ПАРА, ЗВЕНО, СТРУКТУРНАЯ ГРУППА, ЗАЦЕПЛЕНИЕ, ПЛАНЕТАРНЫЙ МЕХАНИЗМ.

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ, СИМВОЛОВ, СОКРАЩЕНИЙ И ТЕРМИНОВ

ДВС — двигатель внутреннего сгорания;

КП — кинематическая пара;

НКП — низшая кинематическая пара;

КПМ — кривошипно-ползунный механизм;

СГ — структурная группа;

АП.С — работа сил полезного сопротивления;

АВ.С — работа сил вредного сопротивления;

КНД — коэффициент неравномерности движения;

l1 — длина кривошипа;

l2 — длина шатуна;

W — степень подвижности механизма;

НВ — ход поршня;

dn — диаметр поршня;

МДПР — приведенный движущий момент;

m2 — масса шатуна;

m3 — масса ползуна;

JS2 — момент инерции шатуна относительно центра масс S2;

ПЗП — планетарная зубчатая передача.

ВВЕДЕНИЕ

Среди рычажных механизмов различных типов одним из наиболее распространенных в технике являются кривошипно-ползунные механизмы. Они используются в двигателях внутреннего сгорания, компрессорах, насосах, ряде станков (например, прессах) и других машинах различного назначения, включая наземные и воздушные транспортные средства.

Основное назначение кривошипно-ползунного механизма преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно поступательное движение ползуна или возвратно-поступательное движение ползуна во вращательное движение кривошипа.

В настоящее время широкое применение нашли многоцилиндровые ДВС, это обусловлено тем, что необходимо повысить их мощность. В авиации ДВС применяют в вертолетах, легких транспортных, спортивных и учебных самолетах.

Целью курсового проектирования является получение навыков в использовании общих методов проектирования и исследования механизмов для создания конкретных машин и приборов разнообразного назначения, а также использование ЭВМ при расчетах, применяя как аналитические, так и графические методы решения инженерных задач на разных этапах проектирования.

Курсовое проектирование ставит задачи усвоения определенных методик и навыков работы по следующим направлениям:

оценка соответствия структурной схемы механизма основным условиям работы машины;

проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным основным и дополнительным условиям;

анализ режима движения механизма при действии заданных сил;

силовой анализ механизма с учетом геометрии масс звеньев;

учет сил трения в кинематических парах и определение КПД;

проектирование зубчатых рядовых и планетарных механизмов;

определение мощности заданного типа двигателя.

Для проведения расчетов применялся математический редактор MathCad, все чертежи выполнены с помощью графического редактора Компас. Использовалась литература, указанная в [1−4].

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рисунок 1 — Схема механизма

1. Число тактов 4

2. Диаметр поршней 0,08 м

3. Отношение хода поршня к диаметру (S/d) 1

4. Число цилиндров 2

5. Положение центра масс шатуна (Las/Lab) 0,36

6. Угол наклона 90

7. Отношение длины шатуна к радиусу кривошипа (л) 3,8

8. Максимальное давление газов на поршень 3,8 МПа

9. Скорость вращения коленвала (щ) 254,65 рад/с

10. Коэффициент неравномерности хода 0,008

11. Масса поршня (m3) (100. 160) d2

12. Масса шатуна (m2) (1,1. 1,4)m3

13. Момент инерции шатуна (Is1) 0,17m2l22

14. Момент инерции коленвала (40. 60) Is1

15. Диаметр коренной шейки (dk) 0,14d

16. Диаметр шатунной шейки (dш) 0,12d

17. Диаметр поршневого пальца (dпп) 0,1d

1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННОГО МЕХАНИЗМА ДВС

1.1 Структурный анализ

Определение недостающих параметров.

Ход поршня:

S= d = 0,08 м

Длинна кривошипа:

Рисунок 1.1 — Структурная схема механизма

Loa= R= S/2=0. 08/2=0,04 м

л=L/R =4

Lab=лR =4*0. 04=0,16 м

Найдем центр масс шатуна:

Las/Lab=0. 36

Las=L*0. 36=0. 16*0. 36=0. 0576 мм

Число степеней свободы плоских механизмов определяют по формуле Чебышева:

,

где: n — количество подвижных звеньев;

p4, p5 — число КП четвертого и пятого классов.

Рассмотрим наш механизм, состоящих из кинематических пар, определим их класс и вид:

1 — 0 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

1 — 4 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

1 — 2 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

4 — 5 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

2 — 3 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

5 — 0 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, поступательная;

3 — 0 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, поступательная. Для данного механизма n = 5, p4 = 0, p5 = 7. Отсюда:

.

При структурном исследовании механизмов из их состава выделяют основной механизм и структурные группы. Основной механизм — это простейший плоский механизм, состоящий из двух звеньев: стойки и начального звена, соединенных вращательной или поступательной КП. Начальное звено — это звено, которому приписывается одна или несколько обобщенных координат механизма. В КПМ только одно начальное звено и одна обобщенная координата, которая однозначно определяет положение звеньев. В качестве обобщенной координаты выбираем угловую координатуц1.

Основной механизм:

Рисунок 1.2 — Ведущее звено

Ведущее звено является звеном первого класса.

Структурные группы (группы Ассура) — это кинематическая цепь, которая после подсоединения ее элементов внешних КП к стойке обладает нулевой степенью свободы.

Структурная группа 2класса, 2 порядка, 2 вида (рисунок 1. 3).

Рисунок 1.3 — Структурная группа Ассура

Структурная группа 2класса, 2 порядка, 2 вида (рисунок 1. 4).

Рисунок 1.4 — Структурная группа Ассура

1. 2 Определение скоростей и нахождение ускорений

Рисунок 1. 5

Нахождение скоростей произведем аналитическим путем. Воспользуемся методом замкнутых контуров (рисунок 1. 5):

L3=L1+L2

Спроецируем на оси:

На OY: L3=L1* cosц1+L2*cosц2 (1)

На OX: 0=L1*sinц1+L2*sinц2 (2)

L1*sinц1= L2*sinц2

ц2= arcsin (-L1*sinц1/ L2)

Определение линейных скоростей и ускорений путем дифференцирования выражения (1) и (2):

V3= L3'=-sinц1L1щ1-L2sinц2щ2 (3)

0 = L1cosц1щ1+L2cosц2щ2 (4)

Из этой системы получим значение угловой скорости:

щ1= -L1cosц1щ1/L2cosц2

Значение линейного ускорения можно получить путем дифференцирования выражений (3):

W3=L3''= -cosц1L1щ12-(L2о2sinц2+L2щ22cosц2)

Подставим в выражение (4) и получим значение углового ускорения:

о2= (L1sinц1щ12+L2sinц2щ22)/L2cosц2

Полученные значения для соответствующих углов указаны в таблице:

ц1

V3,м/с

V5,м/с

Vs2,м/с

Vs4,м/с

щ2,с-1

щ4,с-1

о2,с-2

о4,с-2

W3,м/с2

W5,м/с2

0?

0

0

-6,519

6,519

-63,663

63,663

0

0

-3242

1945

30?

-5,655

4,545

-8,037

7,47

-55,569

55,569

7781

-7781

-2662

-1850

90?

-10,186

10,186

-10,186

10,186

0

0

16 740

-16 740

-328

-328

120?

-8,28

5,13

-9,218

8,266

32,605

-32,605

14 150

-14 150

1372

-1224

180?

0

0

6,519

-6,519

63,663

-63,663

0

0

1945

-3242

210?

4,545

-5,655

7,47

-8,037

55,569

-55,569

-7781

7781

-1850

-2662

270?

10,186

-10,186

10,186

-10,186

0

0

-16 740

16 740

-328

-328

300?

5,13

-8,28

8,266

-9,218

-32,605

32,605

-14 150

14 150

-1224

1372

Расчет W3, о2, V3, щ2, W5, о4, V5, щ4 так же можно провести графическим путем (лист 1). Вычисление V3, W3,V5, W5 будем производить с помощью метода планов скоростей и ускорений. Методы расчета аналогичны для всех 8 положений механизма, в связи с этим рассмотрим расчет для двух положений (0° и 30°):

Построения плана скоростей:

Va1 =Va2=щ1*R=254,65*0. 04=10,186 м/с (скорость Va1 перпендикулярна ОА1)

Масштаб равен: Kх=Va1 / (pa1)=10,186/20,4=0,5 ((м/с)/мм)

Положение № 1 (0°):

Vb1=Va1+Vb1a1

Vb1=0

Vb1a1=Va1=10,186(м/с)

Vs1=(ps1)*Kv=6,519(м/с)

щ2=Vb1a1/A1B1=63,663(с-1)

Vb2=Va2+Vb2a2

Vb2=0

Vb2a2=Va2=10,186(м/с)

Vs2=(ps1)*Kv=6,519(м/с)

щ4=Vb2a2/A2B2=63,663(с-1)

Положение № 2 (30°):

Vb1=Va1+Vb1a1

Vb1=11,3*0,5=5,65 (м/с)

Vb1a1=Va1=17,7*0,5=8,85 (м/с)

Vs1=(ps1)*Kv=8,037(м/с)

щ2=Vb1a1/A1B1=55,3(с-1)

Vb2=Va2+Vb2a2

Vb2=9,1*0,5=4,55 (м/с)

Vb2a2=Va2=17,7*0,5=8,85 (м/с)

Vs2=(ps1)*Kv=7,47(м/с)

щ4=Vb2a2/A2B2=55,3(с-1)

Построение плана ускорений:

Wa1=Wa1oc+Wa1вр, так как щ1=const, то Wa1вр=0

Wa=Waoc=щ12loa=254,652*0. 04=2596,3 (м/с2)

Kw=Wa /(p'a')=2596,3/51=50,9

Wb=Wa+Wban+Wbaф

Положение № 1 (0°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=63,6632*0,16= 648,48(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =648,48/50,9=12,7 мм

Wb1=(p1'b1')*Kw=63,7*50,9=3242(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=0*50,9=0 (м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=0/0,16=0(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=56*50,9=2850(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=63,6632*0,16= 648,48(м/с2)

(a2'b2')=Wb2a2n/Кw =648,48/50,9=12,7 мм

Wb=(p2'b2')*Kw=38,3*50,9=1950(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=0*50,9=0 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=0(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=46*50,9=2340(м/с2)

Положение № 2 (30°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=55,572*0,16= 494,1(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =494,1/50,9=9,7(мм)

Wb1=(p1'b1')*Kw=52,29*50,9=2662(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=24,9*50,9=1265(м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=1265/0,16=7905(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=49,8*50,9=2535(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=55,572*0,16= 494(м/с2)

Wb=(p2'b2')*Kw=36,35*50,9=1850(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=24,9*50,9=1265 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=7905(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=44,45*50,9=2263(м/с2)

Положение № 3 (90°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=02*0,16= 0(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =0/50,9=0(мм)

Wb1=(p1'b1')*Kw=6,44*50,9=328(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=51,6*50,9=2625(м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=2625/0,16=16405(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=32,79*50,9=1669(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=02*0,16= 0(м/с2)

(a2'd2')=Wb2a2n/Кw =0/50,9=0(мм)

Wb=(p2'b2')*Kw=6,44*50,9=328(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=51,6*50,9=2625 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=16405(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=32,79*50,9=1669(м/с2)

Положение № 4 (120°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=32,62*0,16= 170(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =170/50,9=3,3(мм)

Wb1=(p'b1')*Kw=26,95*50,9=1372(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=44,06*50,9=2243(м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=2243/0,16=14017(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=38,42*50,9=1956(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=32,62*0,16=170(м/с2)

(a2'd2')=Wb2a2n/Кw =170/50,9=3,3(мм)

Wb=(p2'b2')*Kw=24,05*50,9=1224(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=44,06*50,9=2243 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=14018(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=37,72*50,9=1920(м/с2) Погрешность измерений не более 5%.

1. 3 Силовой анализ механизма

Целью силового расчета механизма является определение неизвестных внешних сил и моментов сил, а также реакций в КП. Реакции в КП используются при уточненном изучении движения звеньев механизмов, проведении расчетов на прочность, жесткость, износостойкость при определении механического коэффициента полезного действия механизма.

При силовом расчете механизма принимают допущение о том, что звенья имеют общую плоскость симметрии, в которой расположены силы. Силовой расчет выполняют с учетом неравномерности движения звеньев путем применения принципа Даламбера, позволяющего рассматривать исследуемую систему сил и моментов сил в равновесии, а задачу динамики решать методами статики.

Изучение каждого отдельного звена механизма с приложенными к нему нагрузками не позволяет определить реакции в КП, так как таком подходе число неизвестных реакций больше, чем число уравнений статики, то есть отдельное звено с приложенными к нему силами и моментами сил представляет собой статически неопределимую систему. Статически определимыми кинематическими цепями плоских механизмов являются структурные группы. Поэтому перед непосредственным проведением силового расчета механизма проводят структурный анализ и кинематическое исследование механизма, потом выявляют нагрузки — силы и моменты сил, действующие на отдельные звенья.

Силы, действующие на звенья механизмов, подразделяют на внешние, внутренние и силы инерции, а моменты сил — на внешние моменты и моменты сил инерции. Внешние нагрузки приложены к звеньям механизма извне. К внешним силам относятся движущие силы, силы сопротивления и силы тяжести звеньев, а к внешним моментам сил — движущие моменты и моменты сил сопротивления. Внешние нагрузки соответственно обозначаем через Fj, Mj, Gj (j — номер звена, на которое действует сила или момент). Внутренние силы — это силы взаимодействия между звеньями механизма. Они действуют в КП и обозначаются Rj. Инерционные нагрузки, действующие на звено, совершающее плоскопараллельное движение, приводят при расчетах к главному вектору сил инерции и к главному моменту сил инерции, значения которых определяются по выражениям:

, [26]

, [27]

где WЅ.j — ускорение центра масс;

JЅ.j — момент инерции рассматриваемого звена.

Силовой анализ механизма проведен в 4 положениях. Расчет для всех положений проводится одинаково (смотри лист 1):

Определение G элементов механизма:

G3= G5=m3g=0. 94*9. 8=9,212 (Н)

G2= G4=m2g=1,2m3g=1. 2*0. 94*9. 8= 11,05 (Н)

Эти величины ничтожно малы для расчетов и поэтому далее не будут использоваться.

Fдв=Pрd2/4

P=Pmax*(P/ Pmax)

ц

0?

30?

90?

120?

P3/ Pmax

0,46

0,88

0,18

0,1

P5/ Pmax

0

0

-0,01

-0,01

P3, кН

8,782

16,8

3,436

1,91

P5, кН

0

0

-0,191

-0,191

Положение № 1 (0°):

Силы инерции:

Pин3=m3Wb1=0. 94*3242=3047 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*2850=3214 (Н)

Mин2=Is1о2=0. 17m2l22о2=0(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0. 94*1945=1828 (Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*2340=2640 (Н)

Mин4=Is2о2=0. 17m2l22о2=0(Hм)

Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин — Pин1h1+R32x la1b1=0

R32x=(Mин1+Pин1h1)/la1b1

R32x=0 (Н)

Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

N3+R23x=0 N3 = 0

P3=8782 (Н)

У Fy=0 R23y = P3 — Pин3=8782−3047=5744(Н)

Рассмотрим равновесие звена 2:

У Fx=0

R23x= R12x =0

У Fy=0 R12y = R32y — Pин2=5744 — 3142 =2513(Н)

Звено 4:

У Mb2=0 h2=0,

У Ma2=0 -Mин4 — Pин2h2+R32x la1b1=0

R32x=(Mин1+Pин1h1)/la1b1

R32x=0 (Н)

Рассмотрим равновесие звена 5:

У Fx=0

N5+R45x=0 N5 = 0

P5=8782 (Н)

У Fy=0 R23y = P3 — Pин3=8782−3047=5744(Н)

Рассмотрим равновесие звена 4:

У Fx=0

R54x= R14x =0(Н)

У Fy=0 R14y = R54y + Pин4=1837 + 2196 =4044(Н)

Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0= R14y+ R12y=4044+2513=6557(Н)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=0(Н)

Положение № 2 (30°):

Силы инерции

Pин3=m3Wb1=0. 94*2662=2502 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*2535=2856 (Н)

Mин2=Is1о2=0. 17m2l22о2=38,127(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0. 94*1850=1739 (Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*2263=2547 (Н)

Mин4=Is2о2=0. 17m2l22о2=0(Hм)

Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин2 — Pин2h1+R32x la1b1=0

R32x=(-Mин2+Pин2h1)/la1b1

R32x=158,9 (Н)

Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P3=16 800 (Н)

Рин3+Р3+N3+R23x+R23y=0

Kp=P3/(p3)=16 800/84=200

N3=3,17*200=634(Н)

R23y=71,59*200=14318(Н)

Рассмотрим равновесие звена 2:

R12x+R12y +Рин2+R23=0

R12x=4,73*200=946(Н)

R12у=58,42*200=11684(Н)

Рассмотрим звено № 4:

У Ma2=0 -Mин4 — Pин4h2+R54x la2b2=0

R54x=(-Mин4+Pин4h2)/la2b2

R54x=44,26(Н)

Рассмотрим равновесие звена 5:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P5=0 (Н)

Рин5+Р5+N5+R45x+R45y=0

Kp=100

N5=0,61*100=634(Н)

R45y=17,39*100=1739(Н)

Рассмотрим равновесие звена 4:

R14x+R14y +Рин4+R54=0

R14x=7,37*100=737(Н)

R14y=41,62*100=4162(Н)

Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0+R14+ R12=0

R0=79,03*200=15806(H)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=3027(Н)

Mур=3027*0,04=120,9(Hм)

Положение № 3 (90°):

Силы инерции:

Pин3=m3Wb1=0. 94*328=308 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*1666=1879 (Н)

Mин2=Is1о2=0. 17m2l22о2=82,026(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0. 94*328=308(Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*1666=1879 (Н)

Mин4=Is2о2=0. 17m2l22о2=0(Hм)

Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин2 — Pин2h1+R32x la1b1=0

R32x=(-Mин2+Pин2h1)/la1b1

R32x=162,7(Н)

Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P3=3436 (Н)

Рин3+Р3+N3+R23x+R23y=0

Kp=P3/(p3)=3436/34,36=100

N3=2,31*100=231(Н)

R23y=31,73*100=3173(Н)

Рассмотрим равновесие звена 2:

R12x+R12y +Рин2+R23=0

R12x=17,14*100=1714(Н)

R12у=32,76*100=3276(Н)

Рассмотрим звено № 4:

У Ma1=0 -Mин4 — Pин4h2+R54x la2b2=0

R54x=(-Mин4+Pин4h2)/la2b2

R54x=162,7(Н)

Рассмотрим равновесие звена 5:

У Mb2=0 h2=0,

У Fx=0

P5=191 (Н)

Рин5+Р5+N5+Рин5+R45x+R45y=0

Kp=P3/(p3)=191/9,6=20

N5=11,34*20=227(Н)

R45y=26,17*20=523,4(Н)

Рассмотрим равновесие звена 4:

R14x+R14y +Рин4+R54=0

R14x=85,68*20=1714(Н)

R14y=21,05*20=421(Н)

Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0+R14+ R12=0

R0=24,48*100=2448(H)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=1623(Н)

Mур=1623*0,04=64,9(Hм)

Положение № 4 (120°):

Силы инерции:

Pин3=m3Wb1=0. 94*1372=1290 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*19 556=2206 (Н)

Mин2=Is1о2=0. 17m2l22о2=69,335(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0. 94*1224=1151(Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*132=2179 (Н)

Mин4=Is2о2=0. 17m2l22о2=0(Hм)

Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин2 — Pин2h1+R32x la1b1=0

R32x=(-Mин2+Pин2h1)/la1b1

R32x=89,2(Н)

Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P3=1910 (Н)

Рин3+Р3+N3+R23x+R23y=0

Kp=P3/(p3)=1910/38,2=50

N3=5,17*50=258,5(Н)

R23y=64,18*50=3209(Н)

Рассмотрим равновесие звена 2:

R12x+R12y +Рин2+R23=0

R12x=27,25*50=1362,5(Н)

R12у=97,41*50=4870,5(Н)

Рассмотрим звено № 4:

У Ma1=0 -Mин4 — Pин4h2+R54x la2b2=0

R54x=(-Mин4+Pин4h2)/la2b2

R54x=207,3(Н)

Рассмотрим равновесие звена 5:

У Mb2=0 h2=0,

У Fx=0

P5=191 (Н)

Рин5+Р5+N5+Рин5+R45x+R45y=0

Kp=P3/(p3)=191/3,8=50

N5=7,09*50=354,5(Н)

R45y=27,45*50=1372,5(Н)

Рассмотрим равновесие звена 4:

R14x+R14y +Рин4+R54=0

R14x=31,44*50=1572(Н)

R14y=52,6*50=2630(Н)

Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0+R14+ R12=0

R0=40,05*50=2003(H)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=2450(Н)

Mур=2450*0,04=98,1(Hм)

ц

0?

30?

90?

120?

Myp, Нм

0

120,9

64,9

98,1

R23, Н

5744

14 319

3177

3210

R45, Н

1837

1740

548

1388

R12, Н

2513

11 885

3697

5058

R14, Н

4044

4227

1765

3064

R0, Н

6557

15 806

2448

2003

N3, Н

0

634

231

259

N5, Н

0

61

229

355

Определим силы трения. В шарнирах:

Мтр= fт*R*r;

В поступательных парах:

Fтр= fт*R.

В первом положении: Fтр03=fт пост*N3=0. 05*0=0; Fтр05=fт пост*N5=0. 05*0=0;

Mтр23= fт вр*R23*rпп=0. 1*5744*0. 05*0. 08=2. 3(Нм);

Mтр45= fт вр*R45*rпп=0. 1*1837*0. 05*0. 08=0. 74(Нм);

Mтр12= fт вр*R12*rшш=0. 1*2513*0. 06*0. 08=1. 21(Нм);

Mтр14= fт вр*R14*rшш=0. 1*4044*0. 06*0. 08=1. 94(Нм);

Mтр01= fт вр*R0*rкш=0. 1*6557*0. 07*0. 08=3. 67(Нм);

Для 4-х положений составим таблицу:

ц

0?

30?

90?

120?

Mтр23, Н

2. 3

5. 73

1. 27

1. 284

Mтр45, Н

0. 74

0. 696

0. 22

0. 555

Mтр12, Н

1. 21

5. 71

1. 77

2. 43

Mтр14, Н

1. 94

2. 03

0. 85

1. 47

Mтр0, Н

3. 67

8. 85

1. 37

1. 12

Fтр3, Н

0

31. 7

11. 55

12. 95

Fтр5, Н

0

3. 05

11. 45

17. 75

1. 4 Определение параметров маховика

Для проведения динамического анализа и расчета маховика нам необходимо вычислить движущую силу Рдв, а так же найти работу движущей силы Д Адс, работу сил полезного сопративления Д Апс, приведенную массу mпр.

ц

Рдв 1, Н

Рдв 2, Н

Сумма

0?

8782

0

8782

30?

16 800

0

16 800

60?

8018

-191

7827

90?

3436

-191

3245

120?

1910

-191

1719

150?

1336

-191

1145

180?

955

0

955

210?

191

191

382

240?

191

191

382

270?

191

382

673

300?

191

1718

1909

330?

191

5155

5346

360?

0

8782

8782

390?

0

16 800

16 800

420?

-191

8018

7827

450?

-191

3436

3245

480?

-191

1910

1719

510?

-191

1336

1145

540?

0

955

955

570?

191

191

382

600?

191

191

382

630?

382

191

673

660?

1718

191

1909

690?

5155

191

5346

720?

8782

0

8782

Д Адс, Дж

Д Апс, Дж

ДT, Дж

0

0

0

70,3215

19,87 821

50,44 194

132,9404

39,75 642

93,18 402

15,84 757

59,63 463

98,84 106

17,1,9897

79,51 284

92,47 689

17,9,8467

99,46 962

80,37 711

185,0324

11,978

65,68 452

187,6252

13,926

48,39 912

189,1966

166,9613

22,23 531

191,2394

178,9825

12,25 692

193,8322

198,8607

-5,2 848

201,1392

218,7389

-17,5997

230,7601

238,6171

-7,87

300,6088

258,4953

42,11 352

365,7434

278,4521

87,29 127

393,8714

298,3303

95,54 112

402,1213

318,2085

83,91 276

415,225

338,0867

77,15 574

420,3495

357,9649

62,38 458

424,0423

377,8431

46,19 916

426,6351

397,7213

28,91 376

430,2493

420,3495

9,89 982

437,5563

437,5563

0

457,36

457,36

0

Построим график движущей силы, для этого используем давления в цилиндрах.

Рдв = pmax*(p/pmax)*3,14*d2/4,

Так как в нашем механизме два поршня, то график строим для каждого отдельно, потом складываем. Для построения графика Д А. дв (проводим графическое интегрирование) сначала отложим от графика Рдв влево отрезок ОS=144мм, спроецируем точки графика в каждом положении на ось OY, и соединим их с т. S. Потом параллельным переносом отрезков от каждого положения получим график Д А. дв. Соединив начальную и конечную точку графика Д А. дв. получим график Д Апс. Далее получим Д T путем вычитания Д А. дв. -Д Апс. (смотри лист № 2).

Определение mпр.

Вычисляем приведенную массу по формуле:

mпр. va2/2 = m3vb2/2 + (Is2щ22/2 + m2vs22/2) + Io1щ12/2

ц

м3,кг

м2,кг

Is2,кг

I01,кгм2

Va, м/с

V3,м/с

Vs2,м/с

щ2,с-1

щ1,с-1

M1,кг

0?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

0

-6,519

-63,663

254,65

154,323

30?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

-6,204

-8,037

-55,569

254,65

154,869

60?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

-9,403

-9,526

-32,605

254,65

155,512

90?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

-10,19

-10,19

0

254,65

155,743

120?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

-7,692

-9,218

32,605

254,65

155,183

150?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

4,123

-1,343

55,569

254,65

153,988

180?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

0

6,519

63,663

254,65

154,323

210?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

3,892

7,47

55,569

254,65

154,560

240?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

8,007

9,287

32,605

254,65

155,242

270?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

10,186

10,186

0

254,65

155,743

300?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

8,266

8,266

-32,605

254,65

155,085

330?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

6,167

3,762

-55,569

254,65

154,314

360?

0,94

1,128

0,0049

0,245

10,168

0

-6,519

-63,663

254,65

154,323

Io1=Is1 + ma2, где a = loa/2

Вычисляем значения приведенной массы для первого поршня, строим график и после чего смещаем полученный график на 180° для получения приведенной массы для второго поршня. Складываем полученные результаты для получения суммарной приведенной массы. (Смотри лист № 2)

Для расчета маховика нам необходимо построить график «энергия-масса». Данную операцию возможно провести путем избавления из полученных графиков (ДТ от Sa, mпр от Sa) величины Sa (Смотри лист № 2).

После построение графика «энергия-масса» мы вычисляем необходимые углы под которыми проводим касательные к нашему графику по формуле:

цmax/min=

Va=10,186 м/с д=0,008

Km=0,0041 Ka=100

ц max=0° 13' цmin=0° 12'

Проведенные касательные к графику будут отсекать на оси ординат отрезок, назовем его (KL). Тогда маховик можно рассчитать по формуле:

Im=(KL)*KДE/щoa2*д

Отсюда мы можем найти момент инерции маховика:

(KL) = 0,445 м

KДE =2,63

щoa=254,65с-1

Следовательно: Im=0,445*2,63/648 446,6*0,008=0,225

Так же момент инерции маховика можно найти по формуле:

Im=mr 2/2

Подберем массу маховика:

m = 2I/r2

r =40 мм = 0,04 м

m = 2 * 0. 225 / 0. 0016 = 2,81 (кг).

Определим мощность ДВС:

,

.

2. КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Подбор чисел зубьев

Данная схема состоит из планетарного механизма типа A-I и кратного механизма. Проведем синтез оптимальных чисел зубьев планетарного механизма используя следующие генеральные уравнения:

Так же задано условие, что k = 4, а передаточное отношение механизма = 18. Для планетарного механизма выберем передаточное отношение.

Преобразуя и упростив генеральные уравнения, получим:

Где N — целое число. Возьмём N=27, тогда получим:

Z5=18

Z6=36

Z7=90

Проверим условие соседства сателлитов, согласно которому:

Подберем числа зубьев 1,2,3,4-го колёс, сохраняя передаточное отношение u14 = 3 и учитывая условие соосности.

.

Z1+Z2=Z4+Z3

Такими числами будут: Z1 = 36, Z2 = 36, Z3 = 18, Z4 = 54

= u14. = 3.6 = 18.

Отсюда следует, что количество зубьев для обеспечения заданного передаточного отношения при условии равнопрочности по контактным напряжениям подобраны, верно.

Проведем кинематический анализ зубчатого зацепления. Для этого построим планы линейных и угловых скоростей данного зубчатого механизма (смотреть лист 3).

3. РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

эвольвентный зацепление кривошипный ползунный механизм

Используем для этого программу, разработанную кафедрой теоретической механики и машиноведения ХАИ.

Для зубчатых колёс с Z1=21 и Z2=54, износ.

Нулевое зацепление:

Z= 21 Z2= 54 X1=. 00 X2=. 00 m= 5.0 ALFAw= 20. 0

D1= 105.0 D2= 270.0 Aw=187. 500

Db1= 98.7 Db2= 253.7 Da1= 115.0 Da2= 280. 0

Dw1= 105.0 Dw2= 270.0 Pt= 15.7 Pw= 15. 7

Df1= 92.5 Df2= 257.5 Rl1= 59.1 Rl2= 140. 7

Ry1 Sy1 Ry2 Sy2

49. 33 7. 38 126. 86 7. 38

50. 97 7. 05 129. 49 6. 81

52. 60 6. 23 132. 12 5. 62

54. 23 5. 05 134. 74 4. 01

55. 87 3. 56 137. 37 2. 03

57. 50 1. 79 140. 00 -. 27

TETA1 RO1 A0B0 TETA2 NU E alfa= 1. 67

-2. 50 6.4 64. 71. 87

-. 56 12.8 64. 36. 49

09 19.2 64. -. 10. 37

42 25.7 64. -. 71. 32

61 32.1 64. -1. 57. 31

74 38.5 64. -2. 86. 32

83 44.9 64. -5. 00. 37

90 51.3 64. -9. 29. 49

96 57.7 64. -22. 14. 87

Положительное зацепление:

Z= 21 Z2= 54 X1=. 75 X2= 1. 32 m= 5.0 ALFAw= 26. 2

D1= 105.0 D2= 270.0 Aw=196. 430

Db1= 98.7 Db2= 253.7 Da1= 119.7 Da2= 290. 4

Dw1= 110.0 Dw2= 282.9 Pt= 15.7 Pw= 16. 5

Df1= 100.0 Df2= 270.7 Rl1= 53.9 Rl2= 133. 5

Ry1 Sy1 Ry2 Sy2

49. 33 11. 42 126. 86 15. 68

51. 43 11. 07 130. 52 14. 94

53. 53 9. 97 134. 19 13. 16

55. 63 8. 34 137. 85 10. 65

57. 73 6. 24 141. 52 7. 51

59. 83 3. 70 145. 18 3. 81

TETA1 RO1 A0B0 TETA2 NU E alfa= 1. 19

-2. 50 8.7 87. 71. 64

-. 56 17.4 87. 36. 36

09 26.1 87. -. 10. 27

42 34.7 87. -. 71. 24

61 43.4 87. -1. 57. 23

74 52.1 87. -2. 86. 24

83 60.8 87. -5. 00. 27

90 69.5 87. -9. 29. 36

Положительное зацепление:

Z= 21 Z2= 54 X1=. 73 X2= 1. 25 m= 5.0 ALFAw= 26. 0

D1= 105.0 D2= 270.0 Aw=196. 095

Db1= 98.7 Db2= 253.7 Da1= 119.7 Da2= 289. 9

Dw1= 109.8 Dw2= 282.4 Pt= 15.7 Pw= 16. 4

Df1= 99.8 Df2= 270.0 Rl1= 54.0 Rl2= 133. 8

Ry1 Sy1 Ry2 Sy2

49. 33 11. 35 126. 86 15. 44

51. 44 10. 99 130. 48 14. 71

53. 54 9. 89 134. 09 12. 96

55. 64 8. 26 137. 71 10. 50

57. 74 6. 15 141. 33 7. 42

59. 85 3. 60 144. 95 3. 79

TETA1 RO1 A0B0 TETA2 NU E alfa= 1. 21

-2. 50 8.6 86. 71. 65

-. 56 17.2 86. 36. 36

09 25.8 86. -. 10. 28

42 34.4 86. -. 71. 24

61 43.0 86. -1. 57. 23

74 51.6 86. -2. 86. 24

83 60.3 86. -5. 00. 28

90 68.9 86. -9. 29. 36

Проведем построение данного зубчатого зацепления. Для этого проведем окружности диаметрами для первого колеса. В качестве центра возьмем т.

Далее определим межцентровое расстояние. Затем проведем окружности диаметрами для второго колеса. В качестве центра возьмем т. Далее отложим угол по разные стороны от прямой

Получили точки и. Далее проведем построение графиков коэффициентов удельного скольжения и графика геометрического коэффициента давления. Для этого проведем прямые перпендикулярно линии зацепления и на некотором расстоянии проведем прямую параллельную линии зацепления. Далее разделим получившийся отрезок аb на 10 равных частей. Отложим величины и. Далее таким же образом проведем построение.

Аналогично проведем построение положительного зацепления.

С помощью компьютерной программы выполнили расчёт коэффициентов удельного скольжения и коэффициента давления для различных смещений Х1 и Х2. Для наилучшей долговечности выбираем случай с наименьшими и. Наилучшие результаты при Х1=0,75, Х2=1,32 (смотреть лист 4).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе спроектирован двухцилиндровый четырехтактный ДВС, проведено структурный, кинематический и динамический анализ, силовой расчет. В результате этой работы мы получили ДВС мощностью N = 9,3 кВт.

Также была спроектирована и исследована кинематическая схема планетарного механизма. По заданным передаточному отношению и схеме были выбраны числа зубьев, удовлетворяющие условиям соседства, соосности и сборки. КПД планетарной передачи достаточно высок, что позволяет передавать вращательное движение без значительных энергетических потерь следующему звену механизма.

Также по заданным числам зубьев и модулю было спроектировано эвольвентное зубчатое зацепление, с помощью ЭВМ были рассчитаны его геометрические и качественные характеристики. Достоинство эвольвентного зацепления — повышенная контактная и изгибная прочность колеса, а основным недостатком является пониженное значение коэффициента торцевого перекрытия, который характеризует плавность работы.

ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Чайка А. И. «Проектирование и исследование кривошипно-ползунных механизмов машин различного назначения». Учебное пособие. Харьков ХАИ 1993.

2. Попов С. А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин». Под ред. К. В. Фролова. Москва, «Высшая школа», 1986.

3. В. В. Алферов. Расчет геометрических параметров зубчатых передач. Учебное пособие. Харьков ХАИ 1978.

4. Чайка А. И., Дорофеев В. Г., Кузьминов Ф. Ф. Основы проектирования механизмов энергосиловых установок ЛА. Учебное пособие. Харьков ХАИ 1991.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой