Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания

Министерство образования РФ

Вологодский государственный

технический университет

Факультет: ФПМ

Кафедра: ТПММ

Дисциплина: ТММ

Расчётно-пояснительная записка

к курсовому проекту

Тема проекта: проектирование и исследование

механизмов двигателя внутреннего сгорания

КП 1502.19.01.00.

Руководитель: доц. Рябинина Л.Н.

Разработал: студент гр. МАХ – 31

Кузнецов С.А.

Г. Вологда,

Г.

Содержание

Введение- 3

1. Исходные данные- 4

2. Проектирование рычажного механизма. 5

2.1 Структурный анализ механизма. 5

2.2 Синтез рычажного механизма- 6

2.3 Определение скоростей точек и угловых скоростей звеньев методом планов. 6

2.4 Исследование механизма методом кинематических диаграмм- 8

2.5 Определение приведённых моментов сил. 9

2.7 Силовой анализ рычажного механизма. 13

2.8 Кинетостатический расчёт механизма. 14

2.9 Проверка уравновешивающего момента методом рычага Жуковского. 16

3. Проектирование зубчатой передачи. 17

3.1 Синтез зубчатой передачи. 17

3.2 Построение геометрической картины эвольвентного зубчатого зацепления. 18

3.3 Синтез планетарного редуктора. 19

4 Синтез кулачкового механизма. 20

4.1 Задача синтеза кулачкового механизма. 21

4.2 Построение диаграммы аналогов ускорений. 21

4.3 Построение диаграммы аналогов скоростей и перемещения толкателя методом графического интегрирования. 21

4.4 Определение минимального радиуса кулачка. 21

4.5 Профилирование кулачка. 21

Список использованной литературы: 22

Введение

Курсовое проектирование несёт собой задачу по развитию навыков анализа и основам конструирования механизмов.

Из множества решений конструктор выбирает наиболее целесообразное и выгодное.

Курсовое проектирование обеспечивает конструкторскую подготовку инженера, которая должна отличаться рациональностью и эффективностью.

1. Исходные данные:

1) Число оборотов кривошипа n₁=2000 об/мин.

2) Средняя скорость движения ползуна v_ср=9,0 м/с.

3) Отношение длины шатуна к длине кривошипа l=3,6

4) Диаметр поршня D=120 мм.

5) Масса шатунов m_ш=2,8 кг.

6) Масса поршня m_п=3,0 кг.

7) Максимальное давление в цилиндрах двигателя p_max=5´10⁶ Н/м².

8) Коэффициент неравномерности вращения d=1/30.

9) Координата для силового анализа j₁=330°.

10) Ход толкателя h=12 мм.

11) Рабочий угол профиля j_p=120°.

12) Закон изменения ускорения толкателя – VIII.

13) Отношение максимального ускорения толкателя к минимальному =1.

14) Число зубьев колёс рядовой ступени z₁=14; z₂=24.

15) Передаточное отношение планетарного редуктора i₆=3,8.

16) Модуль зубчатых колёс m=8 мм.

Примечание:

1. l_AB=l_CD=l.

2. l_AS2=l_AS4=0,35´l.

3. Момент инерции шатунов определяется по формуле: .

Проектирование рычажного механизма.

Синтез рычажного механизма

В задачу синтеза входит определение геометрических размеров звеньев.

Дано: число оборотов кривошипа n₁=2000 об/мин, тогда период вращения коленвала с. Средняя скорость движения ползуна v_ср=9,0 м/с если , то м=13,5 см. Длина кривошипа м= =6,75 см. Если отношение длины шатуна к длине кривошипа , то м=24,3 см= .

Найдём положения центров масс на шатунах по заданному соотношению:

l_AS2=l_AS4=0,35´l,

где l – длина шатуна. Тогда l_AS2=l_AS4=0,35´0,243»0,085 м.

2.3 Определение скоростей точек и угловых скоростей звеньев методом планов.

Скорость точек можно определить методом планов скоростей. Кинематическое исследование этим методом производится в следующей последовательности:

1. Вычерчиваем механизм в положениях, для которых нужно построить планы скоростей.

2. Строим планы скоростей для всего механизма.

Механизм вычерчивается в определённом масштабе, который выражается масштабным коэффициентом:

где l_О1А – действительное значение длины звена; ОА – отрезок, изображающий длину на чертеже.

Для построения положений звеньев механизма и траекторий, по которым перемещаются точки, применяется метод геометрических мест (засечек). Планы механизмов строятся для последовательно располагающихся равноотстоящих положений ведущего звена. Кинематическое исследование проводится для одного цикла движения. Соединяя последовательно положения одной и той же точки звена, получим траекторию движения точки.

Результат графического решения уравнения, связывающего две скорости двух точек звена, называется планом скоростей звена. Векторы относительных скоростей не проходят через полюс плана скоростей, если звено не совершает вращательного движения вокруг точки, принадлежащей этому звену. Векторы абсолютных скоростей начинаются в полюсе плана скоростей.

Рассмотрим построение плана скоростей для одного положения механизма. Определим скорость точки А ведущего звена.

где , а n – число оборотов кривошипа, откуда с^-1, м/с ^ О₁А.

Зададимся масштабным коэффициентом: .

Составим векторные уравнения для присоединённых групп Ассура с целью определения скоростей точек В и С.

, v_ВА ^ АВ; v_ВВ6 II х-х; v_В6=0.

, v_DА ^ АD; v_DD6 II х-х; v_D6=0.

Выбрав полюс p_v и, задавшись масштабным коэффициентом, строим планы скоростей для всех положений механизма. По правилу подобия: фигура, образованная на плане скоростей векторами относительных скоростей, подобна соответствующей фигуре на кинематической схеме механизма и повернута относительно её на 90° по направлению угловой скорости. Отсюда следует, что точки S₂ и S₄ на плане скоростей определятся из пропорций:

мм

мм.

Скорости точек S₂ и S₄ определяются векторами, соединяющими эти точки с полюсом.

Угловые скорости звеньев находим:

Числовые значения скоростей для положения I определяются следующим образом:

м/с

м/с, тогда

с^-1, м/с.

Результаты измерений и вычислений занесём в таблицу 1.

Таблица 1

№ п/п	v_а, м/с	v_с, м/с	v_b, м/с	v_d, м/с	v_аb, м/с	v_cd, м/с	v_S2, м/с	v_S4, м/с	w₂, с^-1	w₄, с^-1
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
0	14,137	14,137	0,00	0,00	14,10	14,10	9,30	9,30	58,02	58,02
1			8,70	5,40	12,30	12,30	11,10	10,20	50,62	50,62
2			14,10	10,50	7,20	7,20	13,80	12,60	29,63	29,63

продолжение таблицы 1

1	2	3	4	5	6		8	9	10	11
3	14,137	14,137	14,10	14,10	0,00	0,00	14,10	14,10	0,00	0,00
4			10,50	13,95	7,50	7,50	12,60	13,50	30,86	30,86
5			5,10	8,40	12,60	12,60	10,20	11,10	51,85	51,85
6			0,00	0,00	14,10	14,10	9,30	9,30	58,02	58,02
7			5,10	8,70	12,30	12,30	10,50	11,10	50,62	50,62
8			10,20	14,10	7,20	7,20	12,60	13,80	29,63	29,63
9			14,10	14,10	0,00	0,00	14,10	14,10	0,00	0,00
10			13,95	10,50	7,20	7,20	13,50	12,60	29,63	29,63
11			8,70	5,40	12,60	12,60	11,10	10,20	51,85	51,85
12			0,00	0,00	14,10	14,10	9,30	9,30	58,02	58,02
13			8,70	5,40	12,30	12,30	11,10	10,20	50,62	50,62
14			14,10	10,50	7,20	7,20	13,80	12,60	29,63	29,63
15			14,10	14,10	0,00	0,00	14,10	14,10	0,00	0,00
16			10,50	13,95	7,50	7,50	12,60	13,50	30,86	30,86
17			5,10	8,40	12,60	12,60	10,20	11,10	51,85	51,85
18			0,00	0,00	14,10	14,10	9,30	9,30	58,02	58,02
19			5,10	8,70	12,30	12,30	10,50	11,10	50,62	50,62
20			10,20	14,10	7,20	7,20	12,60	13,80	29,63	29,63
21			14,10	14,10	0,00	0,00	14,10	14,10	0,00	0,00
22			13,95	10,50	7,20	7,20	13,50	12,60	29,63	29,63
23			8,70	5,40	12,60	12,60	11,10	10,20	51,85	51,85
24			0,00	0,00	14,10	14,10	9,30	9,30	58,02	58,02

Продолжение таблицы 3

1	2	3	4	5
600	50000	-26,79	1 336,53	10,20
660	50000	-36,63	170,96	13,95
690	50000	-22,85	-249,54	8,70
720	50000	0,00	0,00	0,00

Строим диаграмму М_пр=М_пр(j) с масштабным коэффициентом , а .

2.5.1 Определение работ сил сопротивления и движущих сил

Интегрируя диаграмму приведённых моментов сил сопротивления, получим диаграмму работы сил сопротивления с масштабным коэффициентом:

Полагая, что приведённый момент сил сопротивления имеет постоянную величину во всех положениях кривошипа, то величину М_дв. определяем на основе закона передачи работы при установившемся режиме действия механизма.

За период установившегося движения работа движущих сил равна работе сил сопротивления. При этом условии диаграмма А_с=А_с(j) работ сил сопротивления будет представлять собой наклонную прямую, соединяющую начало координат с последней точкой графика.

Продифференцировав диаграмму А_с=А_с(j), получим на диаграмме М_пр прямую, которая и является диаграммой моментов сил сопротивления.

2.5.2 Определение суммарной работы.

Вычитая из ординат график А_д=А_д(j) ординаты графика А_с=А_с(j), получим диаграмму приращения кинетической энергии машины с маховиком или диаграмму суммарной работы.

2.5.3 Определение приведённых моментов инерции.

Приведённый моментов инерции – это такой условный момент, обладая которым звено приведения развивает кинетическую энергию, равную сумме кинетических энергий всех звеньев.

где кг´М², т.о. I_S2= I_S4.

Пример расчёта:

= =0,0155 кг´м².

Результаты и вычислений занесём в таблицу 4.

Таблица 4

угол, °	I_пр, кг´м²
1	2
0	0,0155
30	0,0251
60	0,0446
90	0,0526
120	0,0439

Продолжение таблицы 4

1	2
150	0,0247
180	0,0155
210	0,0252
240	0,0442
270	0,0526
300	0,0438
330	0,0252
360	0,0155
390	0,0251
420	0,0446
450	0,0526
480	0,0439
510	0,0247
540	0,0155
570	0,0252
600	0,0442
630	0,0526
660	0,0438
690	0,0252
720	0,0155

2.5.4 Построение диаграммы Т₂=Т₂(j)

Определим кинетическую энергию по формуле:

Найденные значения записываем в таблицу 5.

Таблица 5

положение	Т₂
1	2
0	339,81
1	549,73
2	977,93
3	1153,10
4	962,32
5	540,97
6	339,81
7	553,70
8	968,61
9	1153,10
10	960,15
11	553,39
12	339,81
13	549,73
14	977,93
15	1153,10
16	962,32
17	540,97
18	339,81
19	553,70

Продолжение таблицы 5

1	2
20	968,61
21	1153,10
22	960,15
23	553,39
24	339,81

2.5.5 Построение диаграммы изменения кинетической энергии DТ₁=DТ₁(j).

Строим диаграмму изменения кинетической энергии путём вычитания из кривой суммарной работы значений Т₂, при этом диаграмма суммарной работы и Т₂ выполнены в одном масштабе.

Определяем DТ_1наиб. и вычисляем значение I_пр1:

кг´м²,

при этом момент инерции маховика , где I_пр0 – момент инерции звена, приведения и звеньев, связанных со звеном приведения постоянством передаточного отношения.

2.5.6 Определение размеров маховика.

Момент инерции маховика коленвала должен быть таким, чтобы колебания угловой скорости машины, заданные коэффициентом неравномерности вращения s не выходил за предел колебания угловой скорости w_max и w_min.

Если , и I_пр0=0, то кг´м². Масса маховика определяется по формуле:

где Dср – средний диаметр маховика принимаем равным 0,4 м, т.о. кг. Зная массу и плотность (g=7800 кг/м³), вычислим значения S и b:

1). Находим объём маховика: м³.

2). Определим толщину S и ширину обода b: ; , откуда

м Þ S=0,4´0,055=0,022 м.

2.5.7 Определение закона движения ведущего звена

При принятых допущениях изменение угловой скорости Dw₁ ведущего звена пропорционально изменению кинетической энергии DТ₁ звеньев первой группы. В Связи с этим, диаграмма DТ₁=f(j₁) может являться и диаграммой угловой скорости кривошипа w₁, если принять равенство соответствующих ординат.

Т.к. m_DТ1 уже выбран, то масштабный коэффициент m_w определяется следующим образом: .

Начало координат осей на диаграмме w₁=f(j₁) определяется ординатой .

Дифференцируем диаграммуw₁=f(j₁) и получаем диаграмму аналога углового ускорения кривошипа e_j=f(j₁). При этом масштабный коэффициент вычисляется по формуле:

, где Н_e - полюсное расстояние, Н_e=30 мм. .

Для определения углового ускорения кривошипа e₁ воспользуемся следующей формулой:

Пример расчёта: e_j=[e_j]´m_e=22 мм´0,255 с^-1/мм=5,61 с^-1, тогда

e₁=5,61´209,03=1172,648 рад/с².

Результаты измерений и вычислений занесём в таблицу 6.

Таблица 6

положение	Dw₁	w₁	e₁	e_j
0	1,8	211,20	0	0,00
1	0,9	210,35	1180,081	5,61
2	-1,1	208,37	1328,367	6,38
3	-1,8	207,68	0	0,00
4	-0,4	209,03	1172,648	5,61
5	1,7	211,14	1346,011	6,38
6	1,8	211,20	0	0,00
7	0,9	210,31	1179,854	5,61
8	-1,0	208,47	1328,973	6,38
9	-1,8	207,68	0	0,00
10	-0,4	209,05	1172,772	5,61
11	1,6	211,01	1345,203	6,38
12	1,8	211,20	0	0,00
13	0,9	210,35	1180,081	5,61
14	-1,1	208,37	1328,367	6,38
15	-1,8	207,68	0	0,00
16	-0,4	209,03	1172,648	5,61
17	1,7	211,14	1346,011	6,38
18	1,8	211,20	0	0,00
19	0,9	210,31	1179,854	5,61
20	-1,0	208,47	1328,973	6,38
21	-1,8	207,68	0	0,00
22	-0,4	209,05	1172,772	5,61
23	1,6	211,01	1345,203	6,38
24	1,8	211,20	0	0,00

Синтез зубчатой передачи.

3.1.1 Алгоритм расчёта

Параметры инструмента, зависящие от угла наклона зубьев b.

1). Радиусы делительных окружностей:

2). Радиусы основных окружностей:

Расчётные коэффициенты смещения х₁ и х₂ для рассчитываемой передачи должны прежде всего обеспечивать отсутствие подреза (х_min) и заострения зубьев (х_max), а также гарантировать минимально допустимую величину коэффициента перекрытия. Следовательно, должно соблюдаться условие х_tmin<x_1,2<x_max.

3). Минимальное число зубьев на нулевом колесе, которое можно нарезать без подреза:

4). Минимальные коэффициенты смещения:

Максимальный коэффициенты смещения не может быть определён непосредственно, отсутствие заострения может быть выявлено после подсчёта толщины зуба по окружности вершин и удовлетворено при условии: .

5). Выбор коэффициента смещения:

Коэффициент смещения х₂ выбирается по ГОСТ-18532-83.

6). Угол зацепления передачи:

Решается с помощью подпрограммы RIMT

7). Коэффициент воспринимаемого смещения:

8). Коэффициент уравнительного смещения:

9). Радиусы делительных окружностей:

10). Межосевое расстояние передачи:

11). Радиусы окружностей вершин:

12). Радиусы окружностей вершин:

13). Высота зубьев колёс:

14). Толщина зубьев по дугам делительных окружностей:

15). Углы профиля на окружностях вершин зубьев колёс:

16). Толщина зубьев на окружностях вершин зубьев колёс:

Качественные показатели передачи.

1). Коэффициент перекрытия зубчатой передачи:

, где

2). Коэффициент скольжения:

3.1.4 Анализ результатов расчёта на ЭВМ.

Для построения картины зубчатого зацепления необходимо выбрать значения параметров зубчатого зацепления, приведенные на стр. 19 в распечатке расчётов на ЭВМ. Для этого нужно определить величину х₁ – расчётного коэффициента смещения.

Профилирование кулачка.

При графическом методе построения кривой профиля кулачка используют метод обращения движения: кулачок на чертеже считают неподвижным, а стойку – вращающейся с угловой скоростью (-w₁₁).

Строим положение механизма с масштабным коэффициентом m_l=0,0005 м/мм.

Проводим окружность радиусом r_к, угол рабочего профиля, который делим на 17 частей – углы, величина которых определяется по диаграмме аналогов ускорений. Продолжаем прямые, делящие угол рабочего профиля, и откладываем на них от радиуса величину хода толкателя. Соединяя точки линией, получаем профиль кулачка.

Список использованной литературы:

1). Артоболевский И.И. "Теория механизмов и машин" М., "Наука", 1975 г.

2). Дерягин Р.В. "Задания на курсовой проект": Ч.2. – Вологда: ВоПИ, 1983. – 42 с.

3). Дерягин Р.В., Рябинина Л.Н. "Кинематический и силовой анализ плоского рычажного механизма": методические указания к курсовой работе. – Вологда: ВоГТУ, 1999. – 36 с.

4). Попов С.А. "Курсовое проектирование по теория механизмов и механике машин": Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов/ Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк., 1986. – 295 с.: ил.

5). "Теория механизмов и машин": Учеб. для втузов/ К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк., 1987. – 496 с.: ил.