Механизм двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Наименование параметра	Обозначение и величина	Размерность
Длина OA	0.15	м
Длина BC	0.87	м
Длина x	0,57	м
Длина y	0.13	м
Длина СD	0.65	м
Угловая скрость кривошипа	щ=10	рад/с
Масса OA	30	кг
Масса CD	130	кг
Масса BC	174	кг
Технологическая нагрузка	Pрез=33	кН



ВВЕДЕНИЕ

В настоящем проекте необходимо решить следующие задачи:

- произвести структурный анализ рычажного механизма;

- проверить работоспособность рычажного механизма по условию существования кривошипа и благоприятной передачи сил в механизме. Если указанные условия не выполняются, то следует изменить длины звеньев в задании на проект.

- Определить реакции во всех кинематических парах рычажного механизма в заданных его положениях.

- Произвести синтез эвольвентного зубчатого зацепления по заданным условиям.

- Выполнить синтез заданного кулачкового механизма.



1. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ

Кинематическая схема рычажного механизма показана на рис. 1

Механизм плоский рычажный.

Степень подвижности плоского механизма определяется по формуле П. Л. Чебышева: механизм жуковский кинематический скорость

W= 3 n- 2 p₅ - p₄= 3•5 - 2•7 - 0 = 1,

где n - число подвижных звеньев;

p₅ - число пар пятого класса;

p₄ - число пар четвёртого класса.

Согласно полученному результату для определенности движения всех звеньев механизма необходимо иметь одно входное звено.

Разложение механизма на группы Ассура показано на рис. 1

Определим степень подвижности каждой группы в отдельности:

а) группа Ассура 2-го класса, 2-го вида:

W= 3n- 2p5 - p4 = 3•2 - 2•3 - 0 = 0,

б) группа Ассура 2-го класса, 1-го вида:

W= 3n- 2p5 - p4 = 3•2 - 2•3 - 0 = 0,

в) механизм 1-го класса:

W= 3•n- 2•p5 - p4 = 3•1 - 2•1 - 0 = 1.

Вывод: рассматриваемый механизм является механизмом 2-го класса.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ

Построение положений

Масштабным коэффициентом планов механизма.

Для построения планов положений звеньев механизма разделим траекторию, описываемую точкой кривошипа, на восемь равных частей. За начальное положение кривошипа принимаем , при котором ползун занимает крайнее левое положение . Начиная от точки в сторону направления угловой скорости ведем нумерацию положений точки . Получаем точки , , …, соединив которые с точкой , находим 12 положений кривошипа .

Находим расстоянияX,Y,BC , CD , OA:

Соединяем точку с точками , , …, и каждый луч продолжаем до пересечения с дугой радиуса . Получаем положение шарнира (, , …,), соответствующее принятым положениям кривошипа .

Для определения положений точки засекаем ось неподвижных направляющих дугами окружностей с радиусом , проведенных из точек , , …. Получаем точки , , …, соединив которые с соответствующими точками , определяем восемь положений шатуна

Определение скоростей

Угловая скорость начального звена

Скорость точки B кривошипа и камня

Скорость точки B кулисы

Скорость точки C определяется по правилу подобия

Откуда

Скорость ползуна D

Угловая скорость кулисы и камня

Угловая скорость шатуна

Таблица 1 Скорости точек механизма

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
VA1
VA3	0	2,5	2,72	2,13	2	1,45	0	2,86	1,37	3,07	2,1	1,9
VC	0	2,2	1,62	2,49	1,63	2,23	0	1,77	3,68	2,01	3,05	0,93
VD	0	0,91	0,45	2,6	2,02	0,97	0	2,29	3,05	2,18	3,3	0,82
VB2B3	0	1,76	0,74	1,17	0,71	1,94	0	0,82	0,35	1,3	1,13	0,68
VDC	0	1,1	0,4	0,58	0,18	0,72	0	0.59	0,25	0,58	1,54	0,19



Таблица 2 Угловые скорости звеньев механизма

Угловая скорость	Положение механизма
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
	10	10	10	10	10	10	10	10	10	10	10
	0,28	0,55	0,61	0,38	0,17	0,44	0,78	0	0,08	1,41	0,65
	1	1,4	1,4	0,89	0,39	0,48	2	0	0,69	0,55	0,89

Нахождение ускорений точек звеньев.

Ускорение точки B₁ конца кривошипа и B₂ камня

Ускорение точки A кулисы

Ускорение точки C определяется по «правилу подобия»

Ускорение ползуна D

Угловое ускорение кулисы и камня



Метод кинематических диаграмм

Этим методом определяем величины скоростей, ускорений точки Е механизма. Сначала строим диаграмму ползуна в функции времени S=S(t). Диаграммы V=V(t) и a=a(t) строим методом графического дифференцирования соответственно диаграмм S=S(t) и V=V(t).

Принимаем масштаб: K_s=0,01 м/мм.

Время одного оборота кривошипа равно:

T=60/n₁=0,52c

Вычислим масштабы:

3. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ

Группа звеньев CD-D

.

=4444 H

=8284 H

Группа звеньев A-BC

.



Группа начальных звеньев

Для нахождения уравновешивающей силы методом Жуковского Н.Е. в соответствующие точки плана скоростей, повернутого на угол 90°, переносятся все силы (внешние и силы инерции).

Рассматривая план скоростей как жесткий рычаг, который находиться в равновесии, определим сумму моментов всех сил относительно его полюса

4. СИНТЕЗ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Для синтеза эвольвентного зацепления используются следующие данные, имеющиеся в задании:

Расчет геометрии зубчатой цилиндрической эвольвентной передачи
Исходные данные:		1-шестерня	2-колесо
1	Параметры нормального исходного контура		по ГОСТ 13755-82
2	Тип зацепления (наружное или внутреннее)	T=	1	-
3	Модуль зацепления	m=	20,00	мм
4	Угол наклона зубьев	b=	20,0000	градусы
5	Число зубьев	z=	11	20	шт
6.1	Межосевое расстояние передачи	aw=		мм
6.2	Коэффициент смещения исходного контура	x=	0,35000	0	-
Результаты расчета:		1-шестерня	2-колесо
7	Передаточное число	u=	1,923	-
8	Делительный диаметр	d=	220	400	мм
9	Делительное межосевое расстояние	A=	475,000	мм
10	Угол профиля	at=	40,77 31,07	градусы
11	Диаметр основной окружности	db=	206,732	375,884	мм
12	Угол зацепления	atw=	26,0274	градусы
13	Коэффициент суммы (разности) смещений	xs=	1,0000	-
14	Коэффициент смещения исходного контура	x=	0,35000	0	-
15	Межосевое расстояние передачи	aw=	316,4488	мм
16	Начальный диаметр	dw=	226,034	406,86	мм
17	Коэффициент уравнительного смещения	dy=	0,1308	-
18	Диаметр вершин зубьев	da=	272,896	438,84	мм
19	Диаметр впадин	df=	184,12	350	мм

Радиусы делительных окружностей

Радиусы основных окружностей

Делительный окружной шаг



Делительная окружная толщина зуба

Угол зацепления

0,0231938

По таблице инвалют

Межосевое расстояние

Радиусы начальных окружностей

Радиусы окружностей впадин

Радиусы окружностей вершин



Шаг по основной окружности (основной шаг)

Толщина зуба по окружности вершин

•Об отсутствии заострения зубьев свидетельствует неравенства

Качественные показатели зацепления

Коэффициент перекрытия

Относительная скорость скольжения

Коэффициенты удельного скольжения

При входе в зацепление (первое колесо принято за ведущее) в точке a практической линии зацепления

При выходе из зацепления в точке b

Масштабный коэффициент, применяемый при построении диаграммы коэффициентов удельного скольжения

СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

Для синтеза кулачкового механизма в задании определены следущие параметры:

1) диаграмма аналогов ускорений толкателя в функции угла поворота ;

2) угол рабочего профиля кулачка и углы сближения и удаления ;

3) максимальный угол поворота толкателя;

4) минимально допустимый угол передачи движения 5.

Вычерчиваем диаграмму аналогов ускорения толкателя в функции поворота кулачка .

Методом графического интегрирования диаграммы аналогов ускорений строим диаграмму аналогов скорости и диаграмму поворота толкателя в зависимости от угла поворота .

Определяем масштабы построенных диаграмм.

Масштаб угла поворота кулачка по оси абсцисс

Масштаб времени поворота кулачка

Масштаб поворота толкателя определяется исходя из максимальной ординаты диаграммы



Масштабы диаграммы аналогов скоростей и диаграммы скоростей

где Н₂ - полюсное расстояние по диаграмме .

Масштаб диаграммы ускорений

где Н₁ - полюсное расстояние по диаграмме .

Определяем положение центра вращения и минимального радиус-вектора теоретического профиля кулачка.

Строится диаграмма , при соблюдении условия

Строятся все положения кулисы толкателя. И на каждом из положений отмечаются значения перемещения толкателя. Из конца этих значений перемещения строятся прямые под углом . Ниже точки пересечения этих прямых образуется область допустимых центров вращения кулачка. Принимаем

Определяем радиус ролика по формулам и , где - минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка, а - минимальный радиус-вектор теоретического профиля кулачка. Возьмем радиус ролика равный

Всем звеньям механизма условно сообщается вращение с угловой скоростью, равной скорости кулачка, но противоположно направленной. В каждом положении толкатель перемещается на заданное расстояние от нулевого положения и поворачивается вместе со стойкой в обращенном движении на угол . Графическим построением определяем все положения центров ролика толкателя. Последовательно соединяя кривыми соседние положения центров ролика, на чертеже получаем теоретический профиль кулачка. Затем вычерчиваем тонкими линиями контуры ролика во всех положениях механизма. Огибающая к контурам ролика во всех положениях образует практический профиль кулачка.

Далее, используя построенный профиль кулачка, строим диаграмму углов передачи движения «».



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Выполнен структурный анализ механизма. Выявлена структура рычажного механизма и последовательность присоединения групп Ассура к группе начальных звеньев. Рассмотренный механизм, являющийся механизмом второго класса, структурно работоспособен.

2. Из условия обеспечения заданной неравномерности скорости кривошипа найден приведенный момент инерции J_мхв.

3. Установлено, что на неравномерность движения кривошипа основное влияние оказывают колебания приведенного момента внешних сил.

4. Найдены положения звеньев механизма и траектории отдельных точек. Решены задачи определения линейных скоростей и ускорений точек, а также угловых скоростей и ускорений звеньев.

5. Получены реакции в кинематических парах. Найдена величина уравновешивающего момента. Максимальная сила инерции в рассмотренном положении механизма на два порядка меньше технологического усилия. Максимальная сила веса звена также очень мала в сравнении с технологической силой. Следовательно, основная часть усилий на звенья и реакций в кинематических парах обусловлена технологическим усилием.

6. Спроектирован кулачковый механизм, обеспечивающий заданный закон движения толкателя и допустимый угол передачи движения.

Размещено на Allbest.ru

...