1


Техническое задание.

Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости.

Краткое описание работы механизмов автомобиля.


Двухцилиндровый четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания (рис. 1) развивает мощность до 25 л.с. Различают два режима работы двигателя: 1) номинальный режим (при движении автомобиля), когда муфта сцепления включена ( коленчатый вал соединяется с остальными механизмами трансмиссии) и 2) холостой режим работы, когда муфта сцепления выключена. Рабочий цикл в каждом цилиндре двигателя совершается за два оборота коленчатого вала и характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 2). Сплошной линией очерчена индикаторная диаграмма для номинального режима работы двигателя; пунктирной – для холостого режима. Данные для построения индикаторных диаграмм приведены в таблице 2. Основной механизм двигателя состоит из двух одинаковых горизонтальных кривошипноползунных механизмов ( 1-2-3 и 1-4-5), кривошипы которых располагаются под углом 180o друг к другу на одном коленчатом валу, на котором размещён маховик 17.







рис 1.

рис 2.


Порядок работы механизмов и чередование процессов в цилиндрах следующие:


Угол поворота коленчатого вала

0 - 180o

180 - 360o

360 - 540o

540 - 720o

Левый цилиндр

Расширение

(р.х.)

Выпуск

Всасывание

Сжатие

Правый цилиндр

Всасывание

Сжатие

Расширение

(р.х.)

Выпуск


Управление газораспределением в цилиндрах 6 осуществляется подвесными клапанами 7-10, которые приводятся в движение кулачковым механизмом 12-13 ( рис. 3). Кулачки закреплены на валу 14, который кинематически связан с коленчатым валом через зубчатую передачу 15-16. Движение клапанам передаётся через рычажную систему 8-9-11-12, передаточное отношение которой U12-9129


рис. 3

рис. 4





Качающийся толкатель 12 имеет ускорение, которое изменяется по закону, представленному на рис. 4. Работа клапанов строго увязана по фазам с вращением коленчатого вала, угловая скорость которого в два раза больше угловой скорости кулачкового вала. Движение каждому ведущему колесу автомобиля передаётся от дифференциалов через карданный вал 18 и зубчатую передачу 19-20 ( рис. 5 ). Планетарная коробка скоростей обеспечивает получение четырёх скоростей и задний ход. 1-я передача, кинематическая схема которой представлена на рис. 6, состоит из колёс 3-2-1-7-8-9 и водила в, образующих сдвоенный планетарный механизм. Передаточное отношение коробки передач в этом случае Uк=U3B=U37U7B


рис. 5

При проектировании и исследовании механизмов автомобиля считать известными параметры, приведенные в таблице 1.




Таблица 1.

Исходные данные



Параметр

Обозначение

Размерность

Значение

1

Средняя скорость поршня

(VB)ср

м/с

9.35

2

Диаметр цилиндра

м

0.08


3

Отношение длины шатуна к длине кривошипа

;

-

3.57

4

Отношение расстояния от центра тяжести шатуна до точки A к длине шатуна

;

-

0.27

5

Число оборотов коленчатого вала двигателя при номинальной нагрузке

n 1ном.

с-1

86,67

6

Число оборотов коленчатого вала при холостом режиме

n 1хх

с-1

26

7

Вес шатуна

кг

0.35

8

Вес поршня

кг

0.36

9

Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна

I2s; I4s

кгм2

0.00018

10

Максимальное давление в цилиндре двигателя при номинальной нагрузке

(p max)ном

кПа

2540

11

Максимальное давление в цилиндре двигателя при холостом режиме

(p max)хх

кПа

990

12

Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала при холостом режиме

-

0.05

13

Момент инерции коленчатого вала

(без маховика)

I10

кгм2

0.0011

14

Угловая координата кривошипа для силового расчета

град

60

15

Эффективная мощность двигателя при номинальной нагрузке

Nе ном

Вт

15546

16

Механический КПД двигателя

-

0.795

17

Приведённый к валу двигателя момент инерции вращающихся деталей привода автомобиля

Iпр 0

кгм2

1.1

18

Подъём клапана

h к

м

0.0075

19

Передаточное отношение рычажной системы привода клапана

u12-9

-

0.8

20

Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме

α доп

град

29

21

Длина рычага толкателя

м

0.075

22

Соотношение между ускорениями толкателя

-

3.0

23

Угол рабочего профиля кулачка

φ раб

град

106

24

Радиус скругления толкателя кулачка

м

0.008

25

Межосевое расстояние колёс 19 и 20 ходового механизма

А

м

0.070

26

Передаточное отношение колёс 19 и 20

u19-20

-

2.4

27

Модуль зубчатых колёс 19 и 20

т

мм

3.5

28

Угол наклона зуба для колёс 19 и 20

град

0

29

Передаточное отношение 1-й передачи коробки скоростей

u39=u37u79

-

1.333.24

30

Число сателлитов в планетарном редукторе

К

-

3

31

Параметры исходного контура реечного инструмента

град

20

χ и

-

1

χ с

-

0.25



Таблица 2

Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального давления Pmax в зависимости от положения поршня.

Путь

поршня

(в долях Н)

0

0.025

0.05

0.1

0.2

0.3

0.4

Расширение

0.6

1

0.81

0.62

0.04

0.29

0.21

Выпуск

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

Всасывание

0.028

0

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

Сжатие

0.6

0.46

0.4

0.3

0.18

0.11

0.068

Путь

поршня

(в долях Н)

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Расширение

0.15

0.12

0.09

0.064

0.046

0.032

Выпуск

0.028

0.028

0.028

0.028

0.028

0.032

Всасывание

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

-0.028

Сжатие

0.038

0.018

0

-0.011

-0.02

-0.028



1. Проектирование кривошипно-ползунного механизма .

Проектирование кривошипно-ползунного механизма ведется по средней скорости поршня (ползуна). При этом известными являются следующие параметры: средняя скорость поршня Vср=9.35 м/с, частота вращения вала кривошипа n=5200 об/мин, отношение длин шатуна к длине кривошипа = =3.57, отношение расстояния от центра тяжести шатуна до точки А к длине шатуна = =0.27

Длина кривошипа lOA =Vср/4n1ном lOA=0.028м, по заданному соотношению находим длину шатуна lAB=0.1м, расстояние до центра масс lAS2=lABλ2, =0.027 м.

На листе вычерчиваем схему механизма, выбрав масштаб построения

=1430 мм/м. Получаем отрезки ОА=40 мм, АВ=143 мм, AS2=38.61 мм.

Угол поворота начального звена разбиваем на 24 равных интервала по 30o. Отчёт угла поворота проводим от горизонтальной оси, когда поршень (звено 3) находится в левом мёртвом положении.



2. Определение законов движения механизма.

2.1. Определение передаточных функций скоростей кривошипно-ползунного механизма.


Искомые передаточные функции находим по следующим формулам:

; U21=2/1 , где

1 - угловая скорость кривошипа 1 [рад/с];

2 - угловая скорость шатуна 2 [рад/с];

VQB - скорости точек B и S2 соответственно [м/с].

Значения скоростей точек и угловых скоростей звеньев получены с помощью программы ‘AR2’.

Таблица с результатами работы этой программы:

Таблица 3.

град

Vqb

U12

0

0

-0,280112

15

0,0092

-0,271281

30

0,0174

-0,244999

45

0,0238

-0,202073

60

0,0277

-0,144368

75

0,0291

-0,075307

90

0,028

0

105

0,025

0,075307

120

0,0207

0,144368

135

0,0158

0,202073

150

0,0106

0,244999

165

0,0053

0,271281

180

0

0,280112

195

-0,005

0,280112

210

-0,011

0,271281

225

-0,016

0,244999

240

-0,021

0,202073

255

-0,025

0,144368

270

-0,028

0,075307

285

-0,029

0

300

-0,028

-0,075307

315

-0,024

-0,144368

330


-0,202073

345

-0,009

-0,244999

360

0

-0,271281



Графики VQB() и U21() строим соответственно в масштабах

=1600 мм/м и =160 мм/ед.

Масштаб угла поворота =17.76 мм/рад .



2.2 Определение силы давления на поршень.


Индикаторную диаграмму строим по заданной таблице значений давления в цилиндре двигателя. Таблица 4.


Таблица значений давления в цилиндре двигателя

ход

всос

сжат

расшир

выпуск

0

27193,3

582714

582714

27193,32

0,0014

0

446747

971190

27193,32

0,0028

-27193

388476

786664

27193,32

0,0056

-27193

291357

602138

27193,32

0,0112

-27193

174814

388476

27193,32

0,0168

-27193

106831

281645

27193,32

0,0224

-27193

66040,9

203950

27193,32

0,028

-27193

36905,2

145679

27193,32

0,0336

-27193

17481,4

116543

27193,32

0,0392

-27193

0

87407,1

27193,32

0,0448

-27193

-10683

62156,2

27193,32

0,0504

-27193

-19424

44674,7

27193,32

0,056

-27193

-27193

31078,1

27193,32


Отрезок хода поршня НВ на листе делим на 10 интервалов, дополнительно для точности построения разделим первый интервал . В каждой точке деления строим ординату диаграммы в масштабе =10-4 мм/Па. Максимальное давление pmax=990 кПа.

Для определения силы давления на поршень Fд необходимо давление умножить на площадь поршня. При построении графика силы, действующей на поршень, ординаты этого графика принимаем равными ординатам индикаторной диаграммы. =0,018 мм/Н.

Где площадь поршня Sп=, Sп =5,02*10-3 м2

Положительные значения силы Fд соответствуют положительному знаку работы, а отрицательные-отрицательному знаку.



2.3. Построение графиков приведённых моментов.


Суммарный приведенный момент является суммой приведенного движущего момента Mдпр и приведенного момента сопротивления Mспр. Для определения Мдпрвоспользуемся формулой Мдпр=Fд |VQB|. Сила Fд определяется по формуле Fд=

Где yF -ордината с индикаторной диаграммы, мм; -масштаб сил, мм/Н.

График строится по точкам (24 положения) для 3-го цилиндра.

Для другого цилиндра график получается путем сдвига графика на 360o.

Для построения графика Мдпр() определяем ординаты с шагом =30o

Числовые данные для построения приведены в таблице 5:

град

Мд левый

Мд правый

0

0

0

30

68,921777

-2,38248116

60

54,185288

-3,79297016

90

22,848839

-3,82727898

120

9,1157584

-2,83601372

150

2,2623467

-1,44479781

180

0

0

210

1,4447978

1,238368373

240

2,8360137

1,13291121

270

3,827279

-2,46033452

300

3,7929702

-14,9009542

330

2,3824812

-36,5880423

360

0

0

390

-2,382481

68,92177653

420

-3,79297

54,18528794

450

-3,827279

22,84883856

480

-2,836014

9,115758395

510

-1,444798

2,262346746

540

0

0

570

1,2383684

1,444797814

600

1,1329112

2,836013723

630

-2,460335

3,827278978

660

-14,90095

3,792970156

690

-36,58804

2,382481164

720

0

0



Масштаб приведённых моментов принимаем =0,79 мм/Нм, масштаб угла поворота =24.63 мм/рад.

Приведённый момент сил сопротивления Мспр = const определяем из условия, что при установившемся движении Aдс за цикл; Ад пропорциональна алгебраической сумме площадей (в квадратных миллиметрах) под кривой Мдпр().

Тогда Мспр=, Мспр=7,1 Нм

Строим график Мспр(). Приведённым моментом от сил тяжести пренебрегаем, так как он мал по сравнению с Мдпр.

Гпафик суммарного приведённого момента Мпр () строим складывая с учётом знака ординаты графиков Мспр() и Мдпр().



2.4. Построение графика суммарной работы.

Суммарноя работа приведенного суммарного момента сил вычисляется по формуле: AΣ=

График суммарной работы можно получить по формуле

Результаты расчёта приведены в таблице 6:

град

АΣ

0

0

0,064

-0,0078

0,125

-0,0149

0,25

-0,02844

0,5

-0,05149

1

-0,08167

1,5

-0,09108

2

-0,08022

2,5

-0,0496

3

0,00027

30

19,95279

60

48,2581

90

62,56001

120

64,91806

150

62,3445

180

59,00879

210

56,0921

240

53,89507

270

51,93407

300

46,40479

330

30,54647

360

0

361

-0,08167

390

19,95279

420

48,2581

450

62,56001

480

64,91806

510

62,3445

540

59,00879

570

56,0921

600

53,89507

630

51,93407

660

46,40479

690

30,54647

720

0

Масштаб работы принимаем =1.2 мм/Дж



2.5. Определение суммарного приведенного

момента инерции.

Суммарный приведенный момент инерции всего механизма равен сумме приведенных моментов инерции всех его звеньев. Суммарный приведенный момент инерции второй группы звеньев (ползуна 3,5 и шатуна 2,4) рассчитывается по формуле: Iпр II=Iпр 3,5+ Iпр 2,4вр+ Iпр 2,4пост где Iпр 3 - приведенный момент инерции цилиндра 3 и 5 при его поступательном движении; Iпр 2,4пост -приведенный момент инерции шатуна 2 и 4 при его поступательном движении; Iпр 2,4вр - приведенный момент инерции шатуна 2 и 4 при его вращательном движении. Приведенные моменты инерции элементов при поступательном движении рассчитываются по формулам:

, где

V-скорость поступательного движения звена [м/с];

-угловая скорость кривошипа 1 [рад/с];

m -масса звеньев 3 и 2 соответственно [кг].


Приведенный момент инерции шатуна 2 при его вращательном движении рассчитывается по формуле:

, где

1 и 2 -угловые скорости кривошипа 1 и шатуна 2 [рад/с];

I2s -момент инерции шатуна 2 относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна [кгм2].

Полный момент инерции второй группы звеньев Iпр II получаем как сумму моментов инерции звеньев 2 и 3 . Числовые данные для построения графиков Iпр II(φ) ; Iпр 3,5(φ) ; Iпр 2,4вр(φ) ; Iпр 2,4пост(φ)

приведены в таблице 7:

град

JΣ

J3,5

J2,4

J2,4 вр

J2,4 пост

0

0,00032

0

0,00032

0,000028

0,000292

15

0,000352

0,00002

0,00033

0,000026

0,000304

30

0,000442

0,00008

0,00036

0,000022

0,000338

45

0,000586

0,00018

0,000406

0,000014

0,000392

60

0,00077

0,00031

0,00046

0,000008

0,000452

75

0,000964

0,00045

0,000514

0,000002

0,000512

90

0,001114

0,000564

0,000548

0

0,000548

105

0,001164

0,000608

0,000554

0,000002

0,000552

120

0,00108

0,000554

0,000524

0,000008

0,000516

135

0,000874

0,000408

0,000466

0,000014

0,000452

150

0,000616

0,000218

0,000396

0,000022

0,000374

165

0,000402

0,000062

0,000342

0,000026

0,000316

180

0,00032

0

0,00032

0,000028

0,000292

195

0,000402

0,000062

0,000342

0,000026

0,000316

210

0,000616

0,000218

0,000396

0,000022

0,000374

225

0,000874

0,000408

0,000466

0,000014

0,000452

240

0,00108

0,000554

0,000524

0,000008

0,000516

255

0,001164

0,000608

0,000554

0,000002

0,000552

270

0,001114

0,000564

0,000548

0

0,000548

285

0,000964

0,00045

0,000514

0,000002

0,000512

300

0,00077

0,00031

0,00046

0,000008

0,000452

315

0,000586

0,00018

0,000406

0,000014

0,000392

330

0,000442

0,00008

0,00036

0,000022

0,000338

345

0,000352

0,00002

0,00033

0,000026

0,000304

360

0,00032

0

0,00032

0,000028

0,000292


Масштаб моментов инерции назначаем =113650 мм/кг м2.



2.6. Построение графика кинетической энергии и угловой скорости.


График полной кинетической энергии ТII(1*) получаем по зависимости

График кинетической энергии ТII(1) (приближённый) второй группы звеньев получим, выполнив переход от построенного графика (1) пересчитав масштаб по формуле: µT=2µJ1ср2, =9,1мм/Дж;

ω1ср=2πn1хх, ω1ср =163,3 рад/с.

График кинетической энергии ТI(1*) I группы звеньев (приближённый) строим по уравнению: ТI=Т-ТII.

Следовательно, в каждом положении механизма из ординат кривой Т(1*) вычитаем ординаты yII(), равные значениям ТII в соответствующих положениях механизма. Ординаты yII берём с графика ТII(1).

Результаты вычислений приведены в таблице 8:

град

TI

0

-4,26984

30

14,05508

60

37,9838

90

47,69563

120

50,50735

150

54,12506

180

54,73895

210

47,87266

240

39,48436

270

37,06969

300

36,13049

330

24,64876

360

-4,26984

390

14,05508

420

37,9838

450

47,69563

480

50,50735

510

54,12506

540

54,73895

570

47,87266

600

39,48436

630

37,06969

660

36,13049

690

24,64876

720

-4,26984



График (приближённый) угловой скорости 1(1**) получаем осуществив переход от графика ТI(1*), т.е. определяем масштаб угловой скорости по формуле: μ ω= μ АIпр Iω1ср, = 8,6 мм/радс-1.

Расстояние от линии 1ср до оси абсцисс находим по формуле: yω1ср=ω1срµω; yω1ср=1404.38 мм

Tнач=w1нач2Jпрнач/2=553 Дж





2.7 Определение параметров необходимой маховой массы.


Максимальное изменнение (ТI)нб за период цикла ТImax TImin=ΔyTнбА

ТImax TImin=59.009 Дж.

Тогда Iпр ITнб1срδ , Iпр I =0,044 кгм2

Момент инерции дополнительной маховой массы Iмах определяем по формуле Iмах= Iпр IIпр дв , Iмах =0.033 кгм2.

Изготовим маховик в виде сплошного диска. В осевом сечении обод маховика имеет форму прямоугольника, стороны которого ограничиваются наружным диаметром D и толщиной b. Соотношение между размерами записывается в виде безразмерного коэффициента . Плотность материала маховика =7800 кг/ м2, тогда при =0.2 расчётные формулы имеют вид: диаметр D=0.366 , D=0.19 м;


ширина b=0.2D, b=0.038 м;

масса m=1230, m=8.437 кг.



3. Силовой расчет.

Силовой расчет механизма проводится для положения механизма, соответствующего углу поворота кривошипа 1 =60о при номинальном режиме нагружения. Из расчета, проведенного на первом листе, нам известны геометрические параметры звеньев механизма: длина кривошипа lOA= lOA =0.028м, длина шатуна lAB =lAB= 0.1м и расстояние до центра масс lAS2 = lAS4 =0.027 м.



3.1. Определение скоростей точек и звеньев механизма.

Зная длину кривошипов ( OA и OA1 ) и частоту вращения w=164.6 рад/с , мы находим скорости точек A и A1 по формулам: V= wl, где

V - скорость конца кривошипа [м/с];

- длина кривошипа [м];

nном - частота вращения кривошипа при номинальном режиме [об/с].

Для нахождения скоростей точки составляем векторное уравнение:

, где

- скорость точки В, известная нам только по направлению (направлена горизонтально) ;

- скорость точки А , известная нам и по значению и по направлению (= wlOA=4.6м/с и OA);

- скорость точки В вокруг А, известная нам только по направлению (BA).

Выбираем полюс скоростей pv и в масштабе v=18.95мм/мс-1 откладываем вектор скорости ( на конце этого вектора обозначим точку a) и прямую, на которой лежит вектор. Через конец вектора проводим прямую, на которой лежит вектор . Пересечение двух прямых даст нам точку b на векторной диаграмме. Модули искомых скоростей получаем по формуле: VB= pvb/v = 4.6 м/с ; VBA = ab/v =2.4м/с.

Аналогично проводим построение планов скоростей для других двух цилиндров, приняв за полюс точку Pv.

Находим: VB1 = 4.6м/с , VB1A1 =2.4 м/с ,

Угловые скорости звеньев 2, 4 вычисляем по формулам:

2 = VBA / lAB = 4, так как размеры кривошипов одинаковы.

Получаем 2=4 =24 рад/с.



3.2. Определение ускорений точек и звеньев механизма.


Угловое ускорение 1 определяем по формуле: (по свойству производной),

где Iпр - суммарный приведенный момент инерции механизма определяется по формуле : Iпр=I10+I2-3пр+ I10пр;

здесь I10пр – приведённый момент инерции вращающихся деталей привода от коленчатого вала к колёсам (включая и колёса), а I10 и I2-3пр берутся из расчётов к листу 1. Получим Iпр=0.0448 кгм2

1 - угловая скорость кривошипа [рад/с];

I и - масштабы графика Iпр() по осям ординат и абсцисс соотоветственно =24.63 ; I=113650 ;

tg - угол наклона касательной, построеной в соответствующей точке, к графику Iпр(). Для точки соответствующей углу поворота кривошипа на 120o tg=3.461.

Мпр - суммарный приведенный момент на коленчатом валу двикателя определяется по формуле: М = Мспр+Мдпр .


где -сумма приведённых моментов движущих сил, действующих на поршни; Мдпр =50.392 Нм.

Мспр -приведённый момент сопротивления. Мспр =7.1Нм.


Получаем 1=739.55 рад/с2.

Для определения ускорений звеньев механизма разобьем его на два кривошипо-ползунных механизма ( ускорения определим отдельно для двух цилиндров, а для построения планов ускорений будем использовать один и тот же полюс ).

Проведем расчет для первого цилиндра. Для этого составим векторное уравнение:

;

, где

- нормальная составляющая ускорения точки А,  OA

и = 2 lOA=758.6 м/с2

- тангенциальная составляющая ускорения точки А, OA

и =lOA=20.7 м/с2;

так как << ( меньше 3) в дальнейшем его можно не учитывать.

-нормальная составляющая ускорения точки В вокруг А,

 AB и =22 lAB = 52.64 м/с2;

- тангенциальная составляющая ускорения точки В вокруг А,

AB, модуль вектора неизвестен;

- ускорение точки В. Вектор лежит на горизонтальной прямой, его модуль неизвестен.

- ускорение точки S2 вокруг А,

- ускорение точки S2.

Из многоугольника ускорений получаем:

aB =165м/с2 ; a BA = 695.47 м/с2 ;

=44.55 м/с2; aS2 =576.64м/с2 .

Угловое ускорение звена 2 вычисляем по формуле:

2 = / l AB = 6930.4 рад/с2 .

Ускорения второй группы звеньев будут соответственно равны, так как механизм симметричен.

aB1 = 165 м/с2 , a B1A1 = 695.47м/с2 , aS4 = 576.64м/с2 ,

4 = / lA1B1 = 6930.4 рад/с2.



3.3. Определение главных векторов сил инерции и главных моментов сил инерции.


При силовом расчете удобно использовать метод , с помощью которого уравнениям динамики по форме придается вид уравнений статики вводя в уравнения силы инерции и моменты инерции. В этом случае геометрическая сумма задаваемых сил , реакций связи и сил инерции равна нулю. Аналогично сумма моментов от заданных сил , реакций связи , сил инерции и моментов инерции равна нулю:

Для тела , совершающего плоское движение , различают главный вектор сил инерции звена приложенный в центре масс и определяемый формулой:

и главный момент сил инерции определяемый формулой:

Определим значения сил и моментов, действующих на механизм :

G3=G5=m3g=3.6Н;

G2=G4=m2g=3.5Н;

Ф24= m2aS2=203.5Н;

Ф35= m3aB2=59.58Н ;

MФ2= MФ4=2IS2=14.27Нм;

При последующих расчётах влияние сил тяжести можно не учитывать, так как они малы.


3.4. Определение усилий в кинематических парах.

Для определения усилий в кинематических парах механизма, расчет будем проводить отдельно для двух кривошипо-ползунных механизмов, находя для каждого из них реакции, действующие в шарнирах A,A1. Определив значения и направления этих реакций, рассмотрим равновесие звена 1, состоящего из двух кривошипов, и найдем значение момента сопротивления, приложенного к этому звену.

Рассмотрим нахождение реакций в шарнирах A,A1 на примере первого кривошипо-ползунного механизма (звенья 1,2,3).

Для нахождения силы , F30 запишем уравнение моментов относительно шарнира А . Это уравнение имеет вид:

2hФ2 –F30 hF30 +hF3 Ф3(F3-Ф3)-MФA=0 (*)

hF3=0.023 м;

hФ2- плечо силы Ф2, lФ2= 0.0252м;

hF30- плечо силы F30, lF30=0.096 м

. MФA=14.27 Нм

Из уравнения () находим : = 255 Н.

Для нахождения реакции в шарнире B составим план сил :

F23 =F33 +F30, где F33,F30 - силы найденные выше (- направлена горизонтально направлена в противоположном направлении ускорению ; направлена вертикально вверх).

По полученным данным строим план сил в масштабе F=0.055 мм/н, откуда получаем значения сил :

F23=1957 Н;

Для нахождения реакции в шарнире A составим составим план сил :

F12 =F232.

На предидущем плане сил определяем F12=2047 Н.

Аналогичные операции проводим для другого кривошипо-ползунного механизма и получаем следующие результаты:

F41=424 Н;

F50=249 Н;

F54=319 Н;

F10=2226 Н. (из уравнения F10=F12+ F14+GM , GM=84.37Н)


3.5. Определение момента сопротивления .

Момент сопротивления определяется из условия равновесия механизма относительно шарнира O. Для этого записывается уравнение моментов относительно точки О:

МдсФ=0

,где Мд= F14hF14 +F12hF12

F12, F14, - силы, действующие на шарниры A, A1:

hF12, hF14- расстояния от линий действия сил F12, F14 до точки О:

hF12=0.027 м; hF14 =0.018 м.

МФ - момент инерции первого звена, МФJΣпр=42.51 Нм.

Движущий момент равен Мд=47.637 Нм

Момент сопротивления равен =5.127 Нм.

Сравним полученное значение момента движущего, со значением расчитанным вначале работы Мд =50.392 Нм. Погрешность расчёта составила 5.5.


4. Проектирование кулачкового механизма.

В двигателе внутреннего сгорания управление газораспределением осуществляется с помощью кулачкового механизма, состоящего из кулачка и качающегося толкателя. В техническом задании определен закон изменения ускорения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Кроме того, определены следующие исходные данные:

Угол рабочего профиля кулачка, р - 108 град;

Подъём клапана, hк - 0,0065 м;

Передаточное отношение рычажной системы привода клапана, i12-9=0.99

Допустимый угол давления, [] - 30 град;

Длина рычага толкателя, LNK=0.06м;

Соотношение между ускорениями толкателя =3.1;

Радиус скругления толкателя кулачка Rт=0.012м.


4.1. Построение графика передаточной функции

скорости и перемещения толкателя.


Путем последовательного графического интегрирования заданной функции изменения ускорения толкателя получаем графики передаточной функции скорости и перемещения толкателя. По графику перемещения толкателя определяем максимальное значение перемещения, которое в данном случае равно Y max=54.675 мм, что соответствует ходу толкателя h=hk/i12-9=0.006566 м. Исходя из полученного результата, находим масштаб графика перемещения толкателя:

µ s=Ymax/h; , µ φ=b/φр=143.24мм /рад где

b=270 база графика по оси абсцисс [мм].

Приняв отрезки интегрирования OК равными 50 мм, определяем масштабы графиков передаточной функции скорости толкателя и его ускорения: µ Vq= µ s*K2/ µ φ; µ aq= µ Vq*K1/ µ φ

Получим: µ s=8328 мм/м

µ φ=148.18 мм/рад

µ Vq=2907 мм/мрад-1

µ aq=1014.73 мм/мрад-2


4.2. Построение допустимой области расположения центра вращения кулачка.


Для определения допустимой области расположения центра вращения кулачка необходимо произвести построение его фазового портрета.Эта операция сводится к построению зависимости передаточной функции скорости толкателя от его перемещения. Затем проведем вертикальные прямые касательные к крайним точкам фазового портрета и отложим от них допустимые углы давления,как это показано на рис. 6 . Проведя под этим углом прямые до их пересечения, получим точку, являющуюся центром кулачка минимальных размеров. Такой кулачок будет обеспечивать прямой и обратный ход толкателя без заклинивания.

Вся область, расположенная под этой точкой и ограниченная двумя прямыми, является областью, каждая точка которой может быть центром вращения кулачка, обеспечивающего прямой ход и реверс без заклинивания. Учитывая то, что мы стремимся спроектировать механизм с наименьшими габаритами, кулачок должен быть минимальных размеров, и, следовательно, центр его вращения должен находиться в точке пересечения прямых.


Фазовый портрет строим в масштабе 4000мм/м.

рис. 6.

4.3. Построение профиля кулачка.


Для построения профиля кулачка проведем из центра вращения кулачка в масштабе S окружности, радиусы которых равны ro и aw. Точку O1 cоединяем с произвольно выбранной точкой K0 на окружности радиуса aw. От луча O1K0 в направлении - откладываем угол рабочего профиля кулачка р. Дугу, соответствующую углу р, делим на части в соответствии с делением оси 1 на графике SN(1). Из точек K0, K1, K2... проводим дуги радиусом LNK от точек 0,1,2.. на окружности радиуса ro. От точек 0,1,2, ... по дугам откладываем в масштабе перемещения точки N толкателя -SB. Соединяя полученные точки N0..Ni плавной кривой, получим теоретический профиль кулачка. Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строим эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведённым из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.

Масштаб S=3000мм/м.


4.4. Построение графика изменения углов давления.

График изменения угла давления на фазе удаления толкателя при рабочем направлении вращения кулачка и при его реверсе строим с использованием фазового портрета кулачка.

В программе ACAD используем функцию angular .

Тот же результат получается при вычислении угла давления по формуле:




5. Проектирование зубчатой передачи.



Необходимо спроектировать цилиндрическую зубчатую передачу, осуществляемую колесами 19 и 20. В качестве известных параметров принимается:

Межосевое расстояние колес аw=0.07 м

передаточное отношение U19-20=2.4;

модуль зубчатых колёс m=3.5;

угол наклона зуба =0

Параметры исходного контура реечного инструмента: =20; ha*=1;

c*=0.25.

По заданому межосевому расстоянию определяем число зубьев шестерни и колеса. Для шестерни: z1=2*aw/(1+U12)/m ; z1=12

где m=3.5 мм- модуль;

для колеса: , z2=29.

Угол профиля α =20

С помощью программы ZUB получаем характеристики станочного зацепления и зубчатой передачи:

Задано: Шестерня Колесо

Числа зубьев: Z1 = 12 Z2 = 29

Модуль m = 3.5 мм

Передача прямозубая

Выбрано: Смещение рейки: X1 = 0.50 X2 = 0.50

Результаты расчета:

Делительная окружность: R1 = 21.000 мм R2 = 50.750 мм

Основная окружность: Rb1 = 19.734 мм Rb2 = 47.689 мм

Окружность вершин: Ra1 = 25.816 мм Ra2 = 55.566 мм

Окружность впадин: Rf1 = 18.375 мм Rf2 = 48.125 мм

Начальная окружность: Rw1 = 21.897 мм Rw2 = 52.918 мм

Межцентровое расстояние aw = 74.816 мм

Угол зацепления αw = 25.685 град.

Воспринимаемое смещение y = 3.066 мм ( 0.876)

Уравнительное смещение delta y = 0.434 мм ( 0.124)

Высота зуба h = 7.441 мм

Толщина зуба:

по делительной окружности S1 = 6.772 мм S2 = 6.531 мм

по окружности вершин Sa1 = 1.722 мм Sa2 = 2.811 мм

Параметры рейки: шаг P = 10.996 мм

Угол главного профиля α = 20.0 град.

Радиус закругления ρo = 1.330 мм

Торцевой зазор с = 0.875 мм

Данные для построения графиков качественных характеристик:


X1 Eps Sa1/m Lam1: Lam2: Teta:

0.0 1.401 0.671 -72.2 0.563 0.584

0.1 1.367 0.638 16.67 0.581 0.569

0.2 1.334 0.603 6.925 0.598 0.556

0.3 1.300 0.567 4.127 0.613 0.543

0.4 1.267 0.530 2.797 0.627 0.532

0.5 1.233 0.492 2.018 0.641 0.521

0.6 1.198 0.453 1.506 0.654 0.511

0.7 1.164 0.414 1.142 0.666 0.502

0.8 1.129 0.373 0.870 0.677 0.494

0.9 1.094 0.332 0.658 0.689 0.485

1.0 1.059 0.290 0.489 0.699 0.478

1.1 1.024 0.248 0.350 0.710 0.470

1.2 0.989 0.205 0.233 0.720 0.464

Данные для построения профилей зубьев:

Z1 = 12 Z2 = 29 X1 = 0.500 X2 = 0.500



По данным, приведённым в таблице выше строятся графики (рис.7). С помощью графиков производится выбор коэффициента смещения x1, от которого зависят качественные и геометрические показатели проектируемого зубчатого колеса.


рис. 7.


5.1. Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи

При выборе коэффициента смещения x1 необходимо добиться выполнения следующих основных требований :

  1. При работе передачи не должно происходить заклинивания.

  2. У проектируемой передачи должно отсутствовать такое явление как подрезание зубьев, и их толщина на окружности вершин не должна быть меньше допустимой.

  3. Коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого.

Из всех коэффициентов смещения, для которых выполняются три этих требования, выбирается тот, при котором скорости износа шестерни и колеса ближе всего по значениям.

Минимальное смещение , при котором отсутствует подрезание:

x1min=0.3 мм.

Максимальное смещение определяется границей зоны заострения, т.е. такой параметр как должен быть больше или равен 0.2. Границе зоны заострения соответствует смещение x1>1.2 мм. Эта граница отмечена вертикальной линией и штриховкой на запрещенной стороне.

Ограничение коэффициента смещения по коэффициенту торцевого перекрытия []=1.04 составляет x1>1.2 мм.. Эта граница также отмечена вертикальной линией и штриховкой на запрещенной стороне.

Выбираем коэффициент смещения x1 из интервала допустимых значений. Принимаем x1=0.5 (по ГОСТ 16573-70).


5.2 Построение станочного зацепления

при x1=0.5.


Профиль зуба изготовляемого колеса (шестерни) образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает истинный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура, а переходная кривая профиля зуба – закруглённым участком.

Проводим делительную (R1) и основную окружности (Rb1), окружности вершин (Ra1) и впадин (Rf1).

Откладываем от делительной окружности (с учётом знака) выбранное в результате анализа смещение, и проводим делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента. На расстоянии ha*m вверх и вниз от делительной прямой проводим прямые граничных точек, а на расстоянии (ha*m+c*m) – прямые вершин и впадин; станочно-начальная прямая Q-Q проводится касательно к делительной окружности в точке P0 (полюс зацепления).

Проводится линия станочного зацепления N1P0 через полюс станочного зацепления касательно к основной окружности в точке N1.

Строится исходный прозводящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью.Затем производится построение профиля зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура в точке К.



5.3 Построение проектируемой зубчатой передачи.


Откладывается межосевое расстояние aw и проводятся окружности начальные (Rw1,Rw2), делительные (R1,R2) и основные (Rb1,Rb2), окружности вершин (Ra1,Ra2) и впадин (Rf1,Rf2).

Проводится линия зацепления через полюс зацепления, касательно к основным окружностям колёс. Точки касания N1 и N2 называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления. Буквами B1 и B2 отмечается активная линия зацепления. Точка B1 является точкой пересечения окружности вершин колеса с линией зацепления и называется точкой начала зацепления, а точка B2 является точкой пересечения окружности вершин шестерни с линией зацепления и называется точкой конца зацепления.

Строятся на каждом колесе профили трёх зубьев, причём точка контакта К должна располагаться на актвной линии зацепления. Профили зубьев шестерни могут быть перенесены на чертёж проектируемой передачи со схемы станочного зацепления; эвольвентная часть профиля зуба колеса строится обычным образом, как траектория точки прямой при перекатывании её по основной окружности без скольжения и переноситься в точку контакта зубьев К на линию зацепления. Переходная часть профиля зуба строиться приближённо. При условии Rf2<Rb2, но (Rb2-Rf2)<=0.4m эвольвентную часть сопрягаем с окружностью впадин радиусом 0.4m. От построенного профиля зуба откладывается толщина зуба по делительной окружности и проводиться аналогичный профиль другой стороны зуба. Профили двух других зубьев располагаются на расстоянии шага P2.




6. Проектирование планетарного редуктора.


Планетарная коробка передач состоит из двух однорядных планетарных редукторов с тремя сателитами. При проектировании редуктора используются следующие данные:

Передаточное отношение, U79=3.24;

Число сателитов, k=3.

Проектируемый редуктор должен удовлетворять следующим требованиям:

1. Он должен обеспечивать необходимое передаточное отношение. Для этого записывают выражение, связывающее между собой количество зубьев колес планетарного редуктора Z3,9 и заданное передаточное отношение. В нашем случае выражение имеет вид:

Z9/Z7+1=U79

2. Должно соблюдаться условие соосности, т.е. оси центральных колес при назначенных Z должны совпадать с осью водила. В нашем случае выражение условия соосности имеет вид:

Z7+Z8=Z9-Z8.

3) Должно выполняться условие соседства (совместности), т.е. должна быть возможность размещения нескольких сателитов по общей окружности в одной плоскости без соприкосновения друг с другом. Выражение условия соосности имеет вид:

sin(π/k)>(Z8+2h*a)/(Z7+Z9)



4) Должно соблюдаться условие сборки, т.е. должна обеспечиваться возможность одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при равных углах между сателитами:

Z7U79(1+kP)/k=Ц где P - целое число, Ц- любое целое число.

5) Должно соблюдаться условие отсутствия подрезания, т.е. при колесах нарезанных стандартным инструментом без смещения (при ; ) Zmin должно быть больше 18, а Z9 должно быть не меньше 85.

Исходя из вышеперечисленных условий находим:

Z7=40

Z8=25

Z9=90

Проверка:

1.Z9/Z7+1=U79

90/40+1=3.25≈ U79


2.Z7+Z8=Z9-Z8

40+25=90-25

65=65

3.sin(π/k)>(Z8+2h*a)/(Z7+Z9)

Sin(π/3)>(25+2)/(40+90)

0.866>0.207

4.Z7U79(1+kP)/k=Ц

40*3.24*(1+3*3)/3=432

5.Z7>18; Z9>85; Z8>20

Принимаем m=3мм, тогда d7=mZ7=120мм, d8=mZ8=75мм, d9=mZ9=270мм

Вычерчиваем планетарный редуктор в масштабе µl=370.37мм/м

Наносим распределение скоростей VA=ωr7, Vo=0, Vc=0.

В масштабе µv=4.04мм/мс-1

Определяем передаточное отношение редуктора: U7B(9)7B=tg7)/tgB)=AA’=AA”=3.24





Заключение

В ходе выполнения курсового проекта были получены следующие результаты:

1. Для обеспечения закона движения сдвоенного кривошипно-ползунного механизма при установившемся режиме движения с заданной ωср и заданным коэффициентом неравномерности δ был определен необходимый момент инерции маховика Jпрм=0.033 кг∙м2.


2. Для заданного положения механизма φ=300 проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и момент сил инерции, приложенных к первому звену.

F2.1=2047H

F4.1=424H

F10 = 2226 H

F45=319Н

F5.0=249H

F3.2=1957H

F3.0=255H

Погрешность расчета составила Δ = 5.5%.

3. Спроектирована однорядная эвольвентная прямозубая цилиндрическая зубчатая передача с числами зубьев z1=12, z2=29, модулем m=3.5 мм и коэффициентами смещения x1=0.5 и x2=0.5 при εα=1.05.


4. Спроектирован однорядный планетарный редуктор. При проектировании были подобраны числа зубьев колес Z7=40; Z8=25; Z9=90

, которые обеспечивают необходимое передаточное отношение редуктора

U7B(9)=3.24 и выполнение всех необходимых условий.


5. Спроектирован кулачковый механизм с качающимся толкателем. Радиус ролика rр = 0.08 м, допустимый угол давления [υ]=290.












Список использованной литературы:



1. С.А. Попов. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высшая школа, 1986.

2. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ: Учебное пособие для курсового проектирования / Под ред. Тимофеева Г.А. - М. : МВТУ, 1987.

3. Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов / Под ред. Архангельской Т.А. - М: МВТУ, 1985. - Ч. 1.



Случайные файлы

Файл
611.doc
70772-1.rtf
Fizika.doc
Мое.docx
94654.rtf