Кривошипно-шатунный механизм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Изм.	Лист	№ докум.	Подп.	Дата
Разраб.	Колмогорцев В.А.			Кривошипно-шатунный механизм	Лит.	Лист	Листов
Пров.	Ешеев С.Б.				У			2	15
					БГСХА, 4 курс
Н. контр.
Утв.

Содержание

Задание на курсовой проект

Введение

I. Кинематическое исследование кривошипно-шатунного механизма

II. Силовое исследование кривошипно-шатунного механизма

III. Проектирование зубчатой передачи

Выводы

Список использованных источников

Задание на курсовой проект

Рисунок 1 - Механизм вертикального тракторного двигателя

Рисунок 2 - Индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя

Исходные данные

Тип двигателя СМД-14

Краткая техническая характеристика: 4-цилиндровый бескомпрессорный с вихревым смесеобразованием 4-тактный дизель

Номинальная мощность N_е = 55 кВт

Максимальное индикаторное давление Р_max = 4 МПа

Частота вращения кривошипа n = 1700 об/мин

Диаметр цилиндра d = 0,12 м

Радиус кривошипа l_OA = 0,07 м

Длина шатуна l_AВ = 0,28 м

Расстояние до центра тяжести шатуна l_AS2 = 0,1 м

Расстояние до центра тяжести кривошипа l_OS1 = 0,02 м

Масса шатуна m₂ = m₄ = 6,8 кг

Масса поршня т₃ = m₅ = 4,5 кг

Моменты инерции относительно оси кривошипа J₀₁ = 0,3 кг•м²

Момент инерции относительно центра масс шатуна J_S2 = 0,06 кг•м²

Таблица 1 - Значения давления в цилиндре четырехтактного двигателя в долях максимального давления Р_max в зависимости от положения поршня

Путь поршня в долях хода Н		0	0,05	0,0665	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0
Всасывание		0	0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01	-0,01
Сжатие		0,52	0,35	0,30	0,25	0,18	0,12	0,1	0,05	0,02	0,01	0,01	0	-0,01
Расширение		0,52	0,85	0,95	1,0	0,65	0,4	0,31	0,245	0,2	0,12	0,12	0,097	0,047
Выхлоп		0	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,01	0,047

Данные для кинематического исследования зубчатых планетарных механизмов тракторов:



Рисунок 3 - Схема планетарного механизма вала поворота трелевочного трактора

Числа зубьев колес Z₁ = 30; Z₂ = 21; Z₃ = 72

Модуль зацепления m = 5 мм

Угловая скорость ведущего звена редуктора щ₁ = 12,5 рад/с

Введение

Среди множества используемых человеком машин тракторы занимают одно из важнейших мест, так как представляют собой мобильные энергетические и транспортные средства, которые обеспечивают движение сельскохозяйственных, дорожно-строительных, мелиоративных машин и орудий. С появлением паровой машины началось строительство паровых повозок, автомобилей и тракторов.

Сейчас тракторы оснащены дизелями, независимой подвеской и резинометаллическими гусеницами, широкопрофильными шинами, которые снижают удельное давление на почву, реверсивными двухскоростными валами отбора мощности и т.п.

Настоящее и будущее сельскохозяйственного производства России неразрывно связаны с его оснащенностью высокопроизводительной современной техникой.

Наиболее сложным агрегатом автомобиля, трактора или комбайна является двигатель внутреннего сгорания, в котором скрытая теплота топлива преобразуется в механическую работу.

Современные поршневые двигатели внутреннего сгорания достигли высокой степени совершенства, продолжая тенденцию непрерывного роста удельной (литровой) мощности, снижения удельной материалоемкости, токсичности выбросов отработавших газов, снижения удельных расходов топлива и масел, повышения надежности и долговечности.

Прогноз развития тракторного двигателестроения позволяет утверждать, что «в качестве основного двигателя для тракторов и комбайнов останется быстроходный четырехтактный дизель, как наиболее экономичная тепловая машина, обладающая комплексом высоких технико- экономических и эксплуатационных свойств».

Анализ тенденций развития конструкций автомобилей также показывает большую перспективность применения поршневых двигателей в течение ближайших 15...20 лет.

I. Кинематическое исследование кривошипно-шатунного механизма

1.1. Построение планов положений для 6 равноотстоящих положений ведущего звена и соответствующих им планов скоростей

Масштаб построения схемы механизма:

м/мм.

Пересчитаем длины остальных звеньев, поделив их значения на м_l.

мм

мм

мм

Строим для 6 положений ведущего кривошипа планы положений механизма.

Построение планов скоростей:

Для построения плана скоростей необходимо графически решить систему векторных уравнений

где скорость т. А = щ₁ • l_OA = 178 · 0,07 = 12,46 м/с,

где щ₁ = р • n / 30 = 3,14 • 1700 / 30 = 178 рад/с;

V_ВА - скорость движения точки В относительно точки А, V_ВА ?AB;

V_B0 = 0 - скорость т. В₀, лежащей на стойке;

V_BB0 - скорость движения т. В относительно т. В₀, ;

Угловая скорость звена 2 определяется по формуле:

щ₂ = V_BА / l_AB

Масштаб построения плана скоростей м_V = V_A / (pa) = 12,46 / 100 = 0,1246 м•с^?1/мм.

После построения планов определяем величины скоростей.

Результаты расчетов приведены в таблицах 2 и 3.

Таблица 2 - Линейные скорости звеньев рычажного механизма

	Положение
	1	2	3	4	5	6
VB, м/с	0	12,16	9,41	0	9,41	12,17
VS2, м/с	4,45	11,96	11,05	4,45	11,05	11,97
VBA, м/с	12,46	6,38	6,38	12,46	6,38	6,38

Таблица 3 - Угловые скорости звеньев рычажного механизма

	Положение
	1	2	3	4	5	6
щ2, рад/с	44,5	22,8	22,8	44,5	22,8	22,8

1.2 Построение плана ускорений

Ускорение точки А = щ₁² • l_OA = 178² • 0,07 = 2218 м/с²

Ускорение точки S₁ = щ₁² • l_OS1 = 178² • 0,02 = 634 м/с²

Для определения ускорения точки B необходимо решить систему уравнений:

где а_А - ускорение точки А, а_А ?? ОА,

а_BAⁿ - нормальное ускорение точки B относительно точки A,

· для 2-го положения а _BAⁿ = щ₂² • l_AB = 22,8² • 0,28 = 146 м/с²,

· для 6-го положения а _BAⁿ = щ₂² • l_AB = 22,8² • 0,28 = 146 м/с²,

а_ВA^ф - тангенциальное ускорение точки B относительно точки A, а_ВA^фАВ;

Угловое ускорение шатуна 2:

е₂= а_ВA^ф / l_АВ, рад/с

Масштаб плана ускорений м_а = а_А / (? а) = 2218 / 100 = 22,18 м • с-²/мм.

После построения планов ускорений результаты заносятся в таблицу 4.

Таблица 4 - Линейные и угловые ускорения звеньев рычажного механизма

	Положение
	2	6
аB, м/с2	789	834
аS2, м/с2	1596	1596
аBAф, м/с2	1935	1935
е2, рад/с2	6910	6910

II. Силовое исследование кривошипно - шатунного механизма

2.1 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции звеньев

Силовое исследование проводится для второго положения механизма.

Главный вектор сил инерции звена:

,

где m - масса этого звена, кг;

a_S - ускорение центра масс этого звена, м/с².

Для звеньев 2 и 3: кривошип шатун зубчатый кинематический

F_И2 = m₂ • a_S2 = 6,8 • 1596 = 10853 Н

F_И3 = m₃ • a_B = 4,5 • 789 = 3551 Н

Главный момент сил инерции звена:

М_И = J_S • е, Н•м,

где J_S - момент сил инерции звена, кг•м²;

е - угловое ускорение звена, рад/с².

Направлен главный момент сил инерции звена противоположно угловому ускорению звена.

Для звена 2:

М_И2 = J_S2 • е₂ = 0,06 • 6910 = 415 Н•м.

2.2 Структурный анализ механизма

Степень подвижности:

W = 3 • n - 2 • P₅ - P₄ = 3 • 3 - 2 • 4 - 0 = 1,

где n = 3 - число подвижных звеньев;

Р₅ = 4 - число кинематических пар 5-го класса;

Р₄ = 0 - число кинематических пар 4-го класса.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Изм.	Лист	№ докум.	Подп.	Дата
Разраб.	Колмогорцев В.А.			Кривошипно-шатунный механизм	Лит.	Лист	Листов
Пров.	Ешеев С.Б.				У			2	15
					БГСХА, 4 курс
Н. контр.
Утв.

Рисунок 4 - Разложение механизма на структурные группы

Структурная формула механизма:

I (0, 1) > I (2,3)

Рычажный механизм II класса.

2.3 Определение методом планов сил реакций во всех кинематических парах механизма

Структурная группа 2 - 3:

Для определения тангенциальной составляющей реакции R_1-2^ф составляется уравнение моментов всех сил, действующих на звено 2, относительно точки B:

?М_B(Р_i) = 0

откуда

Н.

Реакции R₀₃ и R_1-2ⁿ известны по направлению, но неизвестны по величине.

Для их определения строится план сил, исходя из условия равновесия структурной группы:

Определим силу давления газов на поршень:

Максимальная сила, действующая на поршень:

F_max = P_max р · d²/4 = 4 · 10⁶ 3,14 0,012² / 4 = 45,216 кН

Масштабный коэффициент индикаторной диаграммы м_F = F_max / 100 = 452,16 Н/мм

Сила давления газов на поршень

F_B = y_2. · = 43 452,16 = 19443 Н, где у₂ = 43 мм - ордината диаграммы давления.

Масштаб плана м_F = F_В / (ef) = 19443 / 299 = 65 Н/мм.

Длины векторов сил найдем, поделив их значения на м_Р:

мм

мм

мм

мм

мм

Из плана сил определяются:

R₀₃ = м_F • (gk) = 65 • 33 = 2145 Н

R₁₂ⁿ = м_F • (ak) = 65 • 172 = 11180 Н

R₁₂ = м_F • (bk) = 65 • 214 = 13910 Н

Ведущее звено 1:

Для определения уравновешивающей силы Р_у составляется уравнение моментов всех сил, действующих на ведущее звено, относительно точки О:

?М_О (Р_i) = 0

P_y • (OA) - R₂₁ • h₂₁ = 0,

откуда Н.

Для определения реакции R₀₁ на первое звено со стороны стойки строится план сил по условию равновесия звена:

Масштаб плана м_F = R₂₁ / (bс) = 13910/ 139 = 100 Н/мм.

Длины векторов сил найдем, поделив их значения на м_F:

мм

Из плана сил определяется искомая реакция R₀₁ = м_F • (aс) = 100 • 46 = 4600 Н.

III. Проектирование зубчатой передачи

3.1 По данным ([3], стр. 66-68) определены коэффициенты смещения

· для шестерни Х₁ = 1,082;

· для колеса Х₂ = 0,629.

3.2 Расчет геометрических параметров зубчатых колес и передачи

Радиусы делительных окружностей:

r₁ = (m • Z₁) / 2 = 5 • 21 / 2 = 52,5 мм

r₂ = (m • Z₂) / 2 = 5 • 30 / 2 = 75 мм

Радиусы основных окружностей:

r_b1 = r₁ • cos б = 52,5 • cos 20° = 49,33 мм

r_b2 = r₂ • cos б = 75 • cos 20° = 70,48 мм

Толщины зубьев по делительным окружностям:

S₁ = m • (р / 2 + 2 • X₁ • tg 20?) = 5 • (3,14 / 2 + 2 • 1,082 • tg 20°) = 11,79 мм

S₂ = m • (р / 2 + 2 • X₂ • tg 20?) = 5 • (3,14 / 2 + 2 • 0,629 • tg 20°) = 10,14 мм

Угол зацепления:

inv б_W = 2 • tg б •(X₁ + X₂) / (Z₁ + Z₂) + inv б = 2 • tg 20° • (1,082 + 0,629) / (21 + 30) + inv 20° = 0,03932

б_W = 27°13' = 27,22°

Радиусы начальных окружностей:

r_W1 = r₁ • cos б / cos б_W = 52,5 • cos 20° / cos 27,22° = 55,48 мм

r_W2 = r₂ • cos б / cos б_W = 75 • cos 20° / cos 27,22° = 79,25 мм

Межцентровое расстояние:

a_W = r_W1 + r_W2 = 55,48 + 79,25 = 134,73 мм

Радиусы окружностей впадин:

r_f1 = r₁ - m • (1,25 - X₁) = 52,5 - 5 • (1,25 - 1,082) = 51,66 мм

r_f2 = r₂ - m • (1,25 - X₂) = 75 - 5 • (1,25 - 0,629) = 71,9 мм

Радиусы окружностей вершин:

r_a1 = a_W - r_f2 - 0,25 • m = 134,73 - 71,9 - 0,25 • 5 = 61,58 мм

r_a2 = a_W - r_f1 - 0,25 • m = 134,73 - 51,66 - 0,25 • 4 = 81,82 мм

Толщины зубьев по окружностям вершин:

S_a1 = r_a1 • [S₁ / r₁ + 2 • (inv б - inv б_a1)] = 61,58 • [11,79 / 52,5 + 2 • (inv 20° - inv 36°45')] = 2,69 мм,

где б_a1 = arccos (r_b1 / r_a1) = arccos (49,33 / 61,58) = 36,76°

S_a2 = r_a2 • [S₂ / r₂ + 2 • (inv б - inv б_a2)] = 81,82 • [10,14 / 75 + 2 • (inv 20° - inv 30°32')] = 4,17 мм

где б_a2 = arccos (r_b2 / r_a2) = arccos (70,48 / 81,82) = 30,53°

3.3 Определение коэффициента перекрытия

· аналитическим способом:

· графическим способом:

,

где (ab) = 16,8 мм - длина практической линии зацепления.

Выводы

Выполнив проект согласно техническому заданию, установили, что наибольшие скорости поршень имеет в положениях механизма, когда кривошип занимает горизонтальное положение, соответствующие его рабочему и холостому ходу. В этом случае скорость ползуна равна скорости точки А кривошипа.

Выполнив силовой анализ рычажного механизма, определили реакции в кинематических парах механизма и выяснили, что наибольшая реакция 13910 Н возникает в кинематической паре А, соединяющей кривошип 1 с ползуном 2.

Спроектирована цилиндрическая зубчатая передача внешнего зацепления. Колеса нарезаны со смещением зубчатой рейки, чтобы устранить подрезание ножек зубьев.

Список использованных источников

Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. - М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1988. - 640 с.

Белоконев И.М. Теория механизмов и машин. Конспект лекций. - М.: Дрофа, 2004. - 172 с.

Кореняко А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - Киев: Вища школа, 1970. - 347 с.

Лачуга Ю.Ф., Воскресенский А.Н., Чернов М.Ю. Теория механизмов и машин. Кинематика, динамика и расчет. - М.: КолосС, 2006. - 304 с.

Попов С. А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб. пособие для втузов. - М.: Высш. шк., 2002. - 351 с.

Смелягин А.И. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование. - М.: ИНФРА-М; Новосибирск: Изд-во НГТУ, 2006. - 263 с.

Размещено на Allbest.ru

...