Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

(1 + 0,25 – 0,898)8 = 2,81 мм.


г) высота делительной ножки колеса – hf2:


hf2 = (h*a + C* - x2)mп = (1 + 0,25 – 0,517)8 = 5,86 мм.

д) высота начальной головки шестерни – haw1:


haw1 = 0,5(da1 – dw1) = 0,5( 162,99 – 145,3 ) = 8,84 мм;


е) высота начальной головки колеса – haw2:


haw2 = 0,5(da2 – dw2) = 0,5( 228,8 – 217,9 ) = 5,49 мм.


ж) высота начальной ножки шестерни – hwf1:


hwf1 = 0,5(dw1 – df1) = 0,5( 145,3 – 130,3 ) = 7,5 мм.


з) высота начальной ножки колеса – hwf2:


hwf2 = 0,5(dw2 – df2) = 0,5( 217,9 – 196,2 ) = 10,8 мм.


6.2.11. Окружная толщина зуба:

а) делительная толщина зуба шестерни – S1:


S1 = mп/2 + 2x1mпtg3,14 * 8)/2 + 2 * 0,898 * 8 * 0,36397 = 17,7 мм.


б) делительная толщина зуба колеса – S2:


S2 = mп/2 + 2x2 mпtg3,14 * 8)/2 + 2 * 0,517 * 8 * 0,36397 = 15,57 мм.


в) начальная толщина зуба шестерни – Sw1:


Sw1 = dw1(/2Z1 + 2X1 * tginv - invw) = 15,11 мм.


г) начальная толщина зуба колеса – Sw2:


Sw2 = dw2(/2Z2 + 2X2 * tginv - invw) = 11,007 мм.


6.2.12. Проверка величин Sw1 и Sw2:


Sw1 + Sw2 = Pw = dw1/Z1 = dw2/Z2

Sw1 + Sw2 = 15,11 + 11,007 = 26,11 мм.

dw1/Z1 = 3,14 * 145,3/17 = 26,8 мм.

dw2/Z2 = 3,14 * 217,9/26 = 26,3 мм.


6.2.13. Проверка величин ha и hf:


h = ha1 + hf1 = 13,49 + 2,81 = 16,3 мм.

h = ha2 + hf2 = 10,44 + 5,86 = 16,3 мм.

h = hwa1 + hwf1 = 8,84 + 7,5 = 16,3 мм.

h = hwa hwf2 = 5,49 + 10,85 = 16,3 мм.

6.2.14.da1 + df2 = da2 + df1;

162,99 + 196,2 = 224,89 + 130,3 .

356,19 = 359,19.


7. Построение эвольвентного смещенного зацепления цилиндрических колес Z1 и Z2 и его исследование.


7.1 Вычерчивание профилей (смотреть методические указания часть III “Проектирование и исследование сложной зубчатой передачи” )


О1 М1 = rв1 = 63,85 мм; О2 М2 = rв2 = 97,7 мм;


7.2 Длина линии зацепления


7.2.1. Длина линии зацепления – q мм.


q = М1М2 = М1W + WМ2 = rw1 sinn + rw2 sinn ;

q = аw sinn = 181,6 . 0,456 = 82,83 мм;


При замере длины отрезка на чертеже получаем :


(М1М2) = 83 мм. L = 1 мм/мм;

q = L ( М1М2) = 1 * 83 = 83 мм.

М1W = rw1 sinn = 33,13 мм,

М2W = rw2 sinn = 49,68 мм,


7.2.2. Длина активной линии зацепления q .


q = L1L2 = М1L2 + М2L1 – М1М2.

q = L1L2 = M1L2 + M2L1 + M1M2; q = rа12 – rв12 + rа22 – rв22 - g ;

q = 50,9 + 58 – 8283 = 26,07 мм.

При замере длины отрезка на чертеже получаем:


(L1L2) = 26мм; q =L1 L2) = 1 . 26 = 26 мм.


Длина дополюсной части активной линии зацепления:


qt = L1W = M2L1 – M2W = 58 – 49,68 = 8,32 мм.


Длина заполюсной части активной линии зацепления:


qa = L2W = M1L2 – M1W = 50,9 – 33,13 = 17,77 мм.


7.3 Активный профиль зуба


Слагается из профиля головки и части профиля ножки. Остальная часть ножки в зацеплении не участвуют, т.к. с сопряженным профилем она не участвует. Определение активных профилей смотри в методических указаниях, часть III.


7.4 Угол торцового перекрытия и дуга зацепления


7.4.1. а1о1а2 = ;  в1о2в2 = 2;


 = q/ rв1 = 26,07/63,85 = 0,408 рад = 240 35’.

2 = q/ rв2 = 26,07/97,7 = 0,266 рад = 15037’.


7.4.2. Основные дуги зацепления :


а1а2 = Sв1 = q; в1в2 = Sв2 = q;

Начальные дуги зацепления: для первого колеса – дуга АL1AL2 , для второго колеса - дуга ВL1ВL2 .


7.5. Определение коэффициента Е торцового перекрытия


7.5.1. Е = /1 = 2/2 ; Е = qр . cos26,07/25,15 . 0,93969 = 0,133.


7.8. Коэффициент  удельного давления


7.8.1. Он характеризует контактную прочность зубьев: m/np, где m – модуль зацепления; np – приведённый радиус кривизны в точке касания профиля.

7.8.2. Для наружного зацепления:


m(1 + 2)/12; 1 = М1k ; 2 = М2k;

1 + 2 = М1k + М2k = М1М2 = q; mq/1(q - 2);

q – длина линии зацепления; q = 83мм; m – модуль зацепления; m = 8 мм.

664/1(83 - );


7.8.3. По вычисленным значениям строим график функции = (x). Построение смотреть в методических указаниях часть III.


7.9. Проверка на заклинивание


7.9.1. rа2  О2М1 .


( О2М1)2 = аw2 + rв12 - 2 аw rв1соsn;

rа2 =  аw2 + rв12 - 2 аw rв1соsn ;

7.9.2. Для проектируемой передачи:


rа2 = 114,44 мм; аw = 181,632 мм; rв1 = 63,85 мм; соsn = 0,895;

rа  2 + 63,852 – 2 . 181,632 . 0,89 . 63,85;

rа  16421,1

r2  128,14; 114,4  128,14;


7.10. Усилия, действующие в зацеплении


Т1 = N/1 ; где


М1 – момент на колесе z1в мм

N – передаваемая зацеплением мощность в вm

1 – угловая скорость колеса z1 в рад/с


N = 15600Вт; 1 = 177,9 рад/с;

Т1 = N /1 = 15600/177,9 = 87,68 нм.


Окружное усилие – Рt:


Рt 1-2 = - Рt 2-1 = 2Т1/dw1 = 2 . 87,68/145,3 = 1,2 н.

Радиальное усилие Р 1-2 = - Р 2-1 = Рt 1-2 tgn = 1,2 . 0,3639 = 0,45 н.

w = 2608’; соsw = 0,8895; tgw = 0,4322;

Нормальное усилие – Рн : Рn 1-2 = - Pn 2-1 = Pt 1-2/ соsw =1,2/0,8895 = 1,36 н.

Таблица 5

Точка на отрезкеМ1М2 Х,мм 1 ,нн 83 - 1 ,нн 1 (83 - 1 ) /1 (83 - 1 )
К0 ( М1 ) 0 0 83 0 Беск.
К1 69 69 76,1 525,09 1,26
К2 13,8 13,8 69,2 954,9 0,69
К3 20,7 20,7 62,3 1289,6 0,51
К4 (L1) 25 25 58 1450 0,45
К5 33 33 50 1500 0,44
К6 41,4 41,4 41,6 1722,2 0,38
К7(W) 50 50 33 1650 0,402
К8 55,2 55,2 27,8 1534,5 0,432
К9 62,1 62,1 209 1297,8 0,51
К10 69 69 14 966 ,687
К11 75,9 75,9 6,9 523,7 1,267
К12 83 83 0 0 Беск.

8. Планетарный редуктор


8.1 Подбор чисел зубьев колёс


8.1.1. Определим число зубьев z3 и z4


z5 = z3 (U3н – 1) = 30 * ( 3,2 – 1) = 66 ; z4 = z3 (3,2 – 2)2 = 30 * 1,2/2 = 18;


8.1.2. Строим в двух проекциях развёрнутую кинематическую схему передачи в выбранном масштабе L = 0,004 м/мм.

Для планетарных редукторов с 3 – мя сателлитами определяют возможное наибольшее число сателлитов для каждого ряда по следующей формуле:


(z4 + z3)sin /к > z4 + 2ha*

(30 + 18) sin 180/3 > 18 + 2;

48 * 0,866 > 18 +2


8.2 Определение основных размеров колёс z3, z4 и z5


8.2.1. d3 = z3 mпл = 30 . 9 = 270 мм.


dВ3 = d3 соs = 270 . 0,93969 = 256 мм.

dа3 = mпл (z3 + 2) = 9 . 28 = 247,5 мм.

d3 = mпл (z3 - 2,5) = 9 . 27,5 = 162 мм.


8.2.2. d4 = z4 mпл = 18 . 9 = 162 мм.


dВ4 = d4 соs = 162 . 0,93969 = 152,2 мм.

dа4 = mпл ( z4 + 2) = 9 . 20 = 180 мм.

d4 = mпл (z4 – 2,5) = 9 . 15,5 = 139,5 мм.


8.2.3. d5 = z5 mпл = 66 . 9 = 594 мм.


dВ5 = d5 соs = 594 . 0,93969 = 558,1 мм.

dа5 = mпл (z5 –2) = 9 . 64 = 576 мм.

d5 = mпл (z5 + 2,5) = 9 . 63,5 = 616,5 мм.


8.3 Скорость вращения колёс


Un = 177,9/1,5 = 118,6 рад/с.

нU4-н = 1 – U4-5’; U4-5’ = z5/z4 = 66/18 = 3,6;

U4-n = 1 – 3,6 = - 2,6; н = м = nн/30 = 3,14 . 354,16/30 = 37,06 рад/с.

-2,6. н = - 2,6 . 37,06 = -96,3 рад/с.


В обращённом движении: ’  - н - 96,3 – 37,06 = -133,36 рад/с.


8.4 Кинематическое исследование передачи графическим способом


8.4.1. Строим картину линейных скоростей в масштабе:


L = 0,14 мс/мм;


Смотреть в методических указаниях часть III.

8.4.2. VА = 1 rw1 = 177,9 . 0,073 = 12,98 м/с.

Длина вектора Аа: (Аа) = VА/V = 12,98/0,14 = 92,7 мм;


8.4.3. Скорость точки В касание начальных окружностей :


(Вв) = 31 мм; Vв = v(Вв) = 0,14 . 27 = 3,78м/с; 3 = Vв/rw3 = 3,78/0,08 = 47,25 рад/с.


8.4.5. (О4h) = 9 мм ; Vн = v(О4h) = 0,14 * 9 = 1,26 м/с; н = Vн/r3 + r4 = 1,26/0,2275 = 5,54рад/с.


8.4.6. Строим картину угловых скоростей строим в масштабе:


w = v/L * р = 0,25/0,0031 * 50 = 1,6 рад/с/мм.

1 = w(к1) = 1,6 . 110 = 177,9 рад/с.

2 = w(к2) = 1,6 . 47 = 75,6 рад/с.

75,6.

4 = w(к4) = 1,6 . 56 = 89,6 рад/с.

н = w(кн) = 1,6 . 17 = 27,2 рад/с.


9. Мощность Рм, передаваемая на приводной вал машины


9.1 Определим коэффициент полезного действия пл


пл = 1/ U4н [1- ’(1- U4н )],


где ’ – коэффициент полезного действия рассматриваемого редуктора в обращённом движении.


9.2 Величину определяем по формуле


’ = 1 * 2, где


1 и 2 - коэффициенты полезного действия

’ = 1 * 2 = 0,96 * 0,97 -- 0,98 * 0,99 = 0,93 – 0,97.

Принимаем среднее значение: ’ = 0,95.


пл = 1/ U4н [1- ’(1- U4н )] = 1/3,2 [ 1 – 0,95 (1 – 3,2) ] = 0,965.


9.3 Общий КПД


0 = п * пл


где п – КПД зубчатой передачи колес Z1 и Z2, принимаем: п = 0,97; 0 = 0,97 * 0,965 = 0,936.

На приводной вал рабочей машины передается от двигателя мощность:


Nм = 0 * Nд = 0,929 * 15,6 = 14,49.

10. Приведенный момент инерции.


10.1 Результирующий приведенный момент инерции звеньев двигателя


J3 = J31 + J3II


10.2 Определим величину приведенного момента инерции звеньев


Jз1 = Jко + Jш(ш/ )2 + mш(Vsш/2 + mп(Vв/)2, где


Jкр – момент инерции кривошипа относительно оси кривошипа;

Jш – момент инерции шатуна;

Jк – момент инерции кривошипа;

lк – расстояние от центра масс кривошипа до оси его вала.

Jко = Jк + mk * ek2 = 0,00515 + 10,5 * 0,0252 = 0,0117 кг * м2.


J3I = 0,0117 + 0,0294 (ш/177,9 )2 + 4,7(Vsш/177,92 + 2,5(Vв/177,9)2.


10.3 Пользуясь этой формулой, составляем таблицу 6 для подсчета значений J3I, J3II , J3 для положений 12


Номер II положения первого механизма всегда будет соответствовать номеру i положение коленчатого вала, а второй механизм: iII = iI + 6, J3II(i) = J3I (I + 6)


10.4 Составляем таблицу 6 и строим диаграмму


J3 =  ()

11.Приведённые моменты сил и мощность двигателя


11.1.1. Силу Fв проводим в точку С.

11.1.2. Величина приведённой в точку С движущей силы для одного (первого) механизма Fc.


Fс Vс = Fв Vв , откуда

Fс = Fв Vв/Vс ;где


Fв –сила давлений газов на поршень первого механизма.

Vв – скорость поршня.

Vс – линейная скорость точки С. Vс = r = 12,45 м/с.

11.1.3. Определение искомых величин и заполнение граф таблицы производится в следующем порядке.

Графа 3 - Fв из таблицы 2,

Графа 4 - Vв из таблицы 1,

Графа 5 - Fс = Fв Vв/Vс ,

Графа 6 - Тдi = Fс * r = Fс * 0,7.

Графа 7 - Тд II (i) = ТдI (i-6) ,

Графа 8 - Тд = ТдI + Тд II . По данным графы 8 строим диаграмму изменения результирующего приведённого момента движущих сил в функции угла  поворота кривошипа.


11.2 Момент сил сопротивления


11.2.1. Тс = Асц/2к = 1101,49/2 * 3,14 * 2 = 87,69 нм.;


где К – число оборотов кривошипного вала за цикл, в нашем примере К = 2.

Асц – работа момент сил сопротивления за цикл.

Асц = Адц = Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияТд d


11.2.2. Адц – работа момента движущих сил за цикл.

Величину работы Ад определяем приближённо по формуле:


Ад =   Ад = Тдср., где


 - угол поворота кривошипа при передвижении из положения (i-1) в положении i:

11.2.3. Графа 9 - Тдср – средняя величина момента движущих сил при повороте кривошипа на элементарный угол .


Тдср i = ( Тд(i-1) + Тдi )/2.


Графа 10 -  Адi – элементарная работа, совершённом моментом Тд:


 Адi = Тдсрi * ,  = 300 = 0,523 рад.

 Адi = 0,523 * Тдсрi ,

Графа 11 -  Адi = (  Ад)i = (  Ад)i – 1 +  Адi ,


В последней строке таблицы получаем работу Адц , совершённую моментом Тд за весь цикл.


Адц = (  Ад)24 = 1439 нм.


11.3 Приращение кинетической энергии момента Е


11.3.1. Строим диаграммы Ад =  () и Ас =  ().

11.3.2. Элементарная работа  Ас момента при повороте кривошипа на элементарный угол  составит :  Ас = Тс  = 87,69 * 0,523 = 45,86 нм.

Графа 12 – Асi – сумма элементарных работ сил сопротивления с начала цикла до момента прихода двигателя в рассматриваемое положение ni : Асi = (  Ас)i =  Асi .

11.3.3. Приращение кинетической энергии Е механизма для любого его положения будет определяться разностью работ, совершённых движущими силами и силами сопротивления за время от момента начала цикла и до момента прихода двигателя в рассматриваемое положение:


Еi = Адi - Асi .


11.4. Определение мощности двигателя и коэффициента неравномерности хода при работе без маховика.

11.4.1. Мощность двигателя определяется по средней величине момента движущих сил за один цикл:


Nд = ТДср. = Тс *  = 87,69 * 177,9 = 15600 вт.

Nд = 15,6 кВт.


11.4.2. Коэффициент ’ неравномерности хода двигателя при работе его без маховика определяем по приближённой формуле:


’ =  * т * FБ/J3ср.* 2 , где

J3ср. = J3Б + J3М/2 = 0,025 + 0,0926/2 = 0,0588 кг * м2.


Заданный коэффициент  = 1,3 . Нужен маховик.


12.Расчёт маховика


12.1 Определение приведённого момента инерции маховика – Jмп.


12.1.1. Диаграммы энергомасс Е =  (J3).

12.1.2. Диаграмма приращения кинетической энергии Е = 12(

12.1.3. Диаграмма изменения приведенного момента J3 =  ()

12.1.4. Диаграмма энергомашин Е =  (J3)

12.1.5. Определяем наибольшее Б и наименьшее м значение угловой скорости звена приведения за время цикла, учитывая заданную величину коэффициента неравномерности хода :


 = 1/160 = 0,00625,


наибольшие: б = ср(1 + /2) = 177,9 (1 +0,00625/2) = 179,49 рад/с,

наименьшее: м = ср (1- /2) = 177,9 ( 1 – 0,00625/2) = 177,37 рад/с.

ср - средняя угловая скорость звена приведения.


ср =  = 177,9 рад/с.


12.1.6. Определяем величины углов б и н для проведения касательных к диаграмме энергомасс:


tgБ = J/2e * Б2 = 0,5309,

tgМ = J/2e * м2 = 0,524,

Б = 27054’ ; М = 27023’.


12.1.7. (hM) = (qh) * tg, (hM) = 78,6 мм,

(hБ) = (qh) * tgБ , (hБ) = 79,6 мм.


12.1.8. Определим из чертежа (lm) = 135 мм.

12.1.9. Приведенный момент инерции маховика Jмп определяется по формуле:


Jмп = е(lm)/ер2 = 30 * 135/0,00625 * 177,92.


е – масштаб кинетической энергии, принятый на Е = f12();

коэффициент неравномерности хода;

ер – средняя угловая скорость звена приведения.


12.2. Определение основных размеров маховика


12.2.1. С достаточной точностью примем: Jм = Jоб.

12.2.2. Момент инерции обода:


Jм = Jм об = (Dп4 – Dв4) /32,

Jм = Jоб = Dп5 (1 - 4)/32,


где  = Dв/Dн , обычно  = 0,312/0,52

 = В/Dн, обычно  = 0,078/0,52

 - плотность материала маховика  = 7800 кг/м3.

12.2.3. Наружный диаметр маховика:


Dн = 532 Jм/ (1 - 4)  = 0,520 м.

Внутренний диаметр маховика:


Dв =  * Dн = 0,312 м.


Ширина маховика:


В =  * Dн = 0,078 м.


Определяем окружную скорость на ободе:


Vн = ср * Dн /2 = 177,9 * 0,52/2 = 46,25 м/с.


12.2.3. Масса маховика определяется по формуле:


mн = /4 (Dн 2 – Dв 2)В,

mн = 0,785( 0,522 – 0,3122) 0,078 * 7800 = 82,62 кг.


Вес маховика - Gм : Gм = gmн = 9,8 * 82,62 = 809,7 н.


13.Угловая скорость кривошипного вала


13.1 Угловую скорость  определяем по формуле


 = Е0 + /Jп , где


Е0 – начальная кинетическая энергия механизма.

Е – приращение кинетической энергии.

Jп – приведённый к кривошипному валу момент инерции механизма.


Jп = Jмп + J3 ,


13.2. Е0 = Ѕ Jп 2 - Е


13.3 Определяем величину Еок для положения механизма, соответствующего точке К


Jпк = Jмп + J3к = JМП + J * хк = 3,56 + 0,001 * 41 = 3,601 кг * м2.

к = Б = 178,49 рад/с.

Ек = Е yк = 3 * 100 = 306 нм.

Еот = Ѕ JптБ2 - Ек = Ѕ * 3,585 * 177,372 + 411 = 56803,25 нм.


13.4 Определяем величину Еот для положения механизма, соответствующего точке Т


Jпт = Jмп + J3т = Jмп + J * хт = 3,56 + 0,001 * 25 = 3,585 кг * м2.

т = м = 177,37 рад/с.

Ет = Е * yт = 3 * 137 = 411 нм.

Еот = Ѕ Jптн2 - Ет = Ѕ * 3,585 * 177,372 + 411 = 56803,25 нм.

13.5 Ео = (Еок + Еот)/2 = 56932,4 нм.


13.6  = (Е0 + Е) /Jп .


Вычисления сведены в таблице 8. По данным последней графы этой таблицы строим диаграмму изменения угловой скорости  кривошипного вала в зависимости от изменения угла 0 его поворота.


Таблица 2

Величина

№№ положение

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
путь Угол поворота кривошипа, 0. 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360

Отрезок на че-ртеже (В0В), мм. 0 12 44,5 85 121 144 152,0 144 121 85 44,5 12 0

Перемещение

поршня (Sв),мм

0 0,012 0,0445 0,085 0,121 0,144 0,1520 0,144 0,121 0,085 0,0445 0,021 0
скорость Вектор (рв), мм 0 45 74,5 76 57 30 0 -30 -57 -76 -74,5 -45 0

Скорость Vв, м/с 0 5,418 8,9698 9,1504 6,8628 3,612 0 -3,612 -6,863 -9,150 -8,969 -5,418 0

Вектор (св), мм 76 65,5 39,5 0 39 66,5 76 66,5 39 0 39,5 65,5 76

Скорость Vвс, м/с 9,1504 7,8862 4,7558 0 4,6956 8,0066 4,6956 0 4,7558 0 4,7558 7,886 9,150

Угловая скоро-сть вс , рад/с -30,50 -26,29 -15,85 0 15,652 26,689 30,501 26,689 15,652 0 -15,85 -26,29 -30,50

(сSш)= (св) LcSш/Lcв= 22,8 19,65 11,85 0 11,7 19,95 22,8 19,95 11,7 0 11,85 19,65 22,8

Вектор ( рSш ), мм 53 61 73 76 68,5 58 53 58 68,5 76 73 61 53

Скорость VSШ, м/с 6,3812 7,3444 8,7892 9,1504 6,8628 6,9832 6,3812 6,9832 6,8628 9,150 8,7892 7,344 6,381
ускорение V2вс, м/с2 83,73 62,192 22,618 0 22,049 64,106 83,73 64,106 22,049 0 22,618 62,19 83,73

авсn = Vвс2/Lсв =

= Vвс2/

279,10 207,31 75,392 0 73,496 213,69 279,10 213,69 73,50 0 75,40 207,3 279,1

Вектор (cn),

мм

19,254 14,301 5,201 0 5,070 14,741 19,254 14,741 5,070 0 5,201 14,30 19,25

Вектор (в),

мм

95 76 28 -21 -48 -56 -57 -56 -48 -21 28 76 95

Ускорение ав,

м/с

1377,1 1101,7 405,89 -304,4 -695,81 -811,78 -826,8 -811,8 -685,8 -304,4 405,89 1101,7 1377,1

Вектор (nв),

мм

19 39 66 78,5 66 39 19 39 66 78,5 66 39 19

Ускорение авсt м/c2 = 275,42 565,34 956,74 1137,9 956,74 565,34 275,42 565,34 956,74 1137,9 956,74 565,3 275,4

Угловое ускорение Евс 0 1739,5 3213,3 3993,1 3213,3 1739,5 0 1739,5 3213,3 3993,1 3213,3 1739,5 0

(сSш) = 5,7 11,7 19,8 23,55 19,8 11,7 5,7 11,7 19,8 23,55 19,8 11,7 5,7

Ускорение

аsш м/с2 =

82,627 169,60 287,02 341,38 287,02 169,60 82,63 169,60 287,02 341,4 287,02 169,6 82,63

Вектор

(Sш) , мм

81 73 57,5 54 57,5 73 81 73 57,5 54 57,5 73 81

Ускорение

аsш ,м/с2

1174,2 1058,2 833,52 782,79 833,52 1058,2 1174,2 1058,2 833,52 782,8 833,5 1058,2 1174,2

стр.

Величина

№ № положения


0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
1

Угол поворота кривошипа,

0

0 30 60 90 120 150 180 210 250 270 300 330 360
2

Абсолютное давление

Ра = н/мм2

0,105 0,075 0,075 0,075 0,075 0,075 0,075 0,079 0,080 0,171 0,855 1,9095 3,300
3

Индикаторное давление,

Рu = Ра – 0,1 н/мм2

0,005 -0,025 -0,025 -0,025 -0,025 -0,025 -0,025 -0,021 -0,020 0,071 0,755 1,809 32,0
4

Сила давления газов

Fв = Рк А,н

82,523 -412,6 -421,6 -412,6 -412,6 -412,6 -412,6 -346,6 -330,0 1171,8 12460,9 29865 52814,8
5

Сила инерции поршня

Fип = -9 ав,н

-5783,9 -4627 -1704,7 1278,5 2922,4 3409,5 3470,3 3409,5 2922,4 1278,5 -1704,7 -4627 -5783,9
6

Сумма сил

F = Fв + Fип, н

-5701,38 --5699,7 -2117,3 865,88 2509,77 2996,8 3057,68 3062,86 2592,35 2450,3 10756,29 25237,9 47030,9

стр.

Величина № № положения


13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24
1

Угол поворота кривошипа,

0

390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720
2

Абсолютное давление

Ра = н/мм2

5,6145 3,0495 1,439 0,5415 0,32775 0,265 0,128 0,105 0,105 0,105 0,105 0,105
3

Индикаторное давление,

Рu = Ра – 0,1 н/мм2

5,5145 2,9495 1,335 0,4415 0,22775 0,165 0,028 0,005 0,005 0,005 0,005 0,005
4

Сила давления газов

Fв = Рк А,н

91014,75 48680,39 22099,69 7286,79 3758,90 2723,26 462,00 82,523 82,523 82,523 82,523 82,523
5

Сила инерции поршня

Fип = -9 ав,н

-4627,1 -1704,7 1278,5 2922,39 3409,46 3470,3 3409,5 2922,39 1278,5 -1704,7 -4627,1 -5783,9
6

Сумма сил

F = Fв + Fип, н

86387,65 46975,69 23378,15 10209,18 7168,36 6193,56 3871,46 3004,913 1361,023 -1622,14 -4544,58 -5701,38

Таблица 6

№№ положений 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
1 Угол поворота 0 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360
2

Jко

кг н2

0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117 0,0117
3 (ш/) = (ш/177,9) 0,2765 0,245 0,1416 0 0,1416 0,245 0,2765 0,245 0,1416 0 0,1416 0,245 0,2765
4

(ш/)2 =

= (ш/177,9)2

0,0765 0,06 0,02 0 0,02 0,06 0,0765 0,06 0,02 0 0,02 0,06 0,0765
5

Jш(ш/)2 =

= 0,0294(ш/177,9)2

0,0022 0,0018 0,0006 0 0,0006 0,0018 0,0022 0,0018 0,0006 0 0,0006 0,0018 0,0022
6 Vsш/ = Vsш/177,9 0,0492 0,0584 0,0646 0,0691 0,0646 0,0534 0,0492 0,0534 0,0646 0,0691 0,0646 0,0584 0,0492
7 (Vsш/)2 = (Vsш/177,9)2 0,0024 0,0034 0,0042 0,0048 0,0042 0,0029 0,0024 0,0029 0,0042 0,0048 0,0042 0,0034 0,0024
8

mш (Vsш/)2 =

=4,7 (Vsш/177,9)2

0,0113 0,0159 0,0197 0,0226 0,0197 0,0136 0,0113 0,0136 0,0197 0,0226 0,0197 0,0159 0,0113
9 Vв/ = Vв/177,9 0 0,0506 0,0646 0,0691 0,0545 0,0208 0 0,0208 0,0545 0,0691 0,0646 0,0506 0
10 (Vв/)2 = (Vв/177,9)2 0 0,0026 0,0042 0,0048 0,0029 0,0004 0 0,0004 0,0029 0,0048 0,0042 0,0026 0
11

mn (Vв/)2 =

=2,5 (Vв/177,9)2

0 0,0065 0,0105 0,012 0,0073 0,001 0 0,001 0,0073 0,012 0,0105 0,0065 0
12 Jз1 = Jко + Jш(ш/ )2 + mш(Vsш/2 + mп(Vв/)2 0,0252 0,0359 0,0425 0,0463 0,0393 0,0281 0 0,0281 0,0393 0,0463 0,0425 0,0359 0,0252
13

J3II(i) = J3I (I + 6)

кг * м2

0,0281 0,0393 0,0463 0,0425 0,0252 0,0359 0,0252 0,0359 0,0425 0,0463 0,0393 0,0281 0
14

J3 = J31 + J3II

кг * м2

0,0252 0,064 0,0818 0,0926 0,0818 0,064 0,0252 0,064 0,0818 0,0926 0,0818 0,064 0,0252

Таблица 7

0 Е, нм

Е0 + Е


Jп = Jмп + J3


*Е0 + Е) /Jп

 =

*Е0 + Е /Jп

0 0 0 56932 3,505 31761,2 187,22
1 30 -52 56880 3,624 31390,73 177,17
2 60 -118 56814 3,642 31199,3 176,63
3 90 -210 56722 3,653 31169,99 176,55
4 120 -336 56932 3,642 31264,14 176,82
5 150 -497 56771 3,642 31330,57 177
6 180 -610 56658 3,585 31608,3 177,8
7 210 -455 56813 3,624 31363,75 177,1
8 240 -136 57132 3,642 315298 177,56
9 270 22 57290 3,653 31366 177,1
10 300 103 57971 3,642 3150,52 177,49
11 330 -220 57048 3,624 31483,4 177,44
12 360 -307 56961 3,586 31768,5 178,24
13 30 -154 57114 3,624 32519,8 177,53
14 60 173 57441 3,642 31543,66 177,6
15 90 326 57594 3,653 31532,44 177,6
16 120 321 57589 3,642 31624,93 177,83
17 150 322 57590 3,624 31782,56 178,27
18 180 305 57573 3,585 32110,8 177,21
19 210 251 57519 3,624 3210,8 178,2
20 240 193 57461 3,642 31145,5 177,1
21 270 140 57408 3,653 31043,4 172,5
22 300 90 57358 3,642 31113,1 176,3
23 330 47 57315 3,624 31802,0 178,4
24 360 0 57268 3,586 31402 178,22

Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

Литература


1. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин.

Структурное и кинематическое исследование плоско рычажного механизма. Часть I. Издание пятое Омск 1983 – 20 с.

2. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин.

Кинематическое исследование плоского рычажного механизма. ЧастьII. Издание пятое. Омск 1985 – 28с.

3. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин. Проектирование и исследование сложной зубчатой передачи. Издание четвёртое. Омск 1982 – 44с.

4. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин. Исследование движения механизма и расчёт маховика. Часть IV. Издание шестое. Омск 1998 – 32с.

Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгоранияПроектирование и исследование механизма двигателя
    <div class=

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.
Подробнее

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: