Проектирование и исследование механизмов двухцилиндрового ДВС

Размещено на /

Кафедра «Теории механизмов и машин»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОЙ РАБОТЕ НА ТЕМУ:

«Проектирование и исследование механизмов

2-х цилиндрового ДВС»

2010 г.

Содержание

рычажный механизм кинематический силовой

Техническое задание

Введение

1. Определение закона движения механизма при установившемся режиме работы

1.1 Структурный анализ

1.2 Построение кинематической схемы и планов возможных скоростей

1.3 Приведение сил и масс. Определение размеров маховика

1.4 Определение скорости и ускорения начального звена

2. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма для заданного положения

2.1 Определение скоростей методом построения планов скоростей

2.2 Определение ускорений методом построения планов ускорений

2.3 Определение векторов сил инерции и главных моментов сил инерции звеньев

2.4 Силовой расчет диады 2-3

2.5 Силовой расчет диады 4-5

2.6 Силовой расчет механизма 1ого класса

2.7 Определение уравновешивающей силы с помощью теоремы Н.Е. Жуковского о «жестком рычаге»

Список использованной литературы

Техническое задание

Вариант 00.

1. Определить закон движения рычажного механизма при установившемся режиме работы.

2. Выполнить кинематический и силовой анализ рычажного механизма для заданного положения.

Рис. 1

Исходные данные:

Длина звена 1: lAB=lAD=l1=0,1 м; длина звеньев 2 и 4: l2=l4=0,38 м; относительное положение центра массы S шатуна: BS2/BC=DS4/DE=0,38; угловая средняя скорость звена 1: ω1ср=75 рад/с; масса звеньев 2 и 4: m2=m4=15 кг; масса звеньев 3 и 5: m3=m5=12 кг; момент инерции звеньев 2 и 4 относительно центра масс:

JS2=JS4=0,22 кг∙м2; момент инерции кривошипного вала относительно оси вращения: JA1=1,25 кг∙м2; момент инерции вращающихся звеньев редукторов, приведенный к оси кривошипного вала: JР=1,9 кг∙м2; момент инерции гребного вала с винтом:

Jв=4 кг∙м2; диаметр цилиндра: D=0,12 м; допускаемый коэффициент неравномерности вращения кривошипного вала: δ=1/40; координата звена 1 для силового анализа: φ1=30°.

Введение

Данная курсовая работа выполнена по предмету: «Теория механизмов и машин» и состоит из двух разделов. В первом разделе определяется закон движения рычажного механизма при установившемся режиме работы; во втором разделе проводится кинематический и силовой анализы рычажного механизма для заданного положения.

В этой работе рассматривается кривошипно-ползунный механизм, который является основным механизмом в двигателях внутреннего сгорания.

Курсовая работа состоит из пояснительной записки и двух чертежей формата А1 и А2. В пояснительной записке приводится описание заданного рычажного механизма, структурный, кинематический и силовой анализы. На чертежах построена кинематическая схема механизма для двенадцати равноотстающих положений кривошипа, планы скоростей и ускорений для заданного положения механизма, планы сил для заданного положения механизма и схема рычага Жуковского.

1. Определение закона движения механизма при установившемся режиме работы

1.1 Структурный анализ

Механизм представляет собой 6-тизвенный рычажный механизм.

Кинематическая схема механизма показана на рис. 1:

звено 1 – ведущее – кривошип BD равномерно вращается вокруг неподвижной оси;

звено 2 – шатун ВC совершает плоскопараллельное движение;

звено 3 – ползун (поршень) C движется поступательно;

звено 4 – шатун DE совершает плоскопараллельное движение;

звено 5 – ползун (поршень) E движется поступательно;

звено 6 – стойка неподвижная (неподвижный шарнир A; неподвижные направляющие ползуна E; неподвижные направляющие ползуна С).

Кинематические пары – подвижные соединения двух звеньев, сведены в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.

Кинематических пар IV класса в данном механизме нет.

В результате:

- число кинематических пар V класса р5 = 7;

- число кинематических пар IV класса р4 = 0.

Степень подвижности механизма W определяется по формуле Чебышева:

W = 3n – 2p5 – p4,

где n – число подвижных звеньев,

p5 – число кинематических пар V класса,

p4 – число кинематических пар IV класса.

Получаем:

W = 3·5 – 2·7 – 0 = 1,

т.е. механизм имеет одно ведущее звено – кривошип BD.

Рычажный механизм состоит из механизма 1-го класса и двухповодковых групп.

1. Диада 4-5 (рис. 1) – шатун DE с ползуном E – представляет собой двухповодковую группу второго вида, т.е. диаду с двумя вращательными и одной поступательной (конечной) парами.

Число подвижных звеньев n = 2.

Число кинематических пар с учетом незадействованной, но учитываемой при определении степени подвижности диады: р5 = 3; р4 = 0.

Степень подвижности диады:

W45 = 3·2 - 2·3 – 0 = 0

2. Диада 2-3 (рис. 1) – шатун BC с ползуном C представляет собой двухповодковую группу второго вида, т.е. диаду с двумя вращательными и одной поступательной (конечной) парами.

Число подвижных звеньев n = 2.

Число кинематических пар с учетом незадействованной, но учитываемой при определении степени подвижности диады: р5 = 3; р4 = 0.

Степень подвижности диады 2-3:

W23 = 3·2 - 2·3 – 0 = 0

3. Механизм 1-го класса (рис. 1) – ведущее звено 1 (кривошип BD), соединенное шарниром A с неподвижной стойкой 6.

Число подвижных звеньев n = 1.

Кинематические пары в точках B и D учтены в диадах 4-5 и 2-3.

Число кинематических пар: р5 = 1; р4 = 0.

Степень подвижности механизма 1-го класса:

W1 = 3·1 - 2·1 – 0 = 1

1.2 Построение кинематической схемы и планов возможных скоростей

Определяем недостающий размер механизма – ход поршня. Для кривошипно-ползунного механизма без эксцентриситета ход поршня:

Н = 2l1 = 2∙0,1 = 0,2 м.

Строим кинематическую схему механизма для двенадцати равноотстающих положений кривошипа в масштабе μl = 0,002 м/мм. Крайнее верхнее положение т. В кривошипа, соответствующее верхнему мертвому положению поршня 3, принимается за исходное и ему присваивается номер «0».

Планы возможных скоростей для двенадцати положений механизма строятся на основании векторных уравнений:

и условия, что направления скоростей точек С и Е совпадают с осью цилиндров.

, , , - векторы абсолютных скоростей точек С, В, Е и D, а и - векторы скоростей точки С относительно точки В и точки Е относительно точки D, причем и .

Построение планов начнем, задавшись длиной векторов VB = VD = 50 мм, одинаковой для всех положений механизма.

1.3 Приведение сил и масс. Определение размеров маховика

Определим момент инерции маховика и его размеры по методу Мерцалова, используя теорему об изменении кинетической энергии и делая предварительно приведение сил и масс к начальному (первому) звену механизма.

Построим индикаторную диаграмму в масштабе:

МПа/мм,

где Рmax – максимальное давление в цилиндре, МПа;

рmax – максимальная ордината индикаторной диаграммы в мм.

Внешние силы и моменты, действующие на звенья механизма: силы давления газов на поршни: Рд3 и Рд5; силы тяжести звеньев:

G2 = G4 = gm2 = 10·15 = 150 H;

G3 = G5 = gm3 = 10·12 = 120 H,

приведенный момент сопротивления МСпр = const, величина которого пока неизвестна. Максимальное усилие на поршень:

Рдmax = F·Pmax = (πD2/4)· Pmax = (3,14·0,122/4)· 5,14·106 = 56,5 кН

Для удобства использования индикаторную диаграмму преобразуем в график сил Рд3(Sc). За ординаты графика сил принимаются ординаты, снимаемые с индикаторной диаграммы, тогда масштаб графика сил определится по формуле:

µр’ = µр·F·106 = µр·(πD2/4)·106 = 0,056·(3,14·0,122/4)·106 = 0,63 кН/мм

Определим, из условия равенства элементарных работ (мощностей) приведенного момента и приводимых сил, приведенный момент от сил давления газов и сил тяжести звеньев для группы Ассура II22(2,3)(цилиндр С):

Для первого положения механизма:

1,4 кН·м

Расчеты показывают, что влияние сил веса звеньев на значение приведенного момента незначительно ( <<2%) и им можно пренебречь. Учитывая также, что угол между вектором силы и вектором скорости точки приложения этой силы всегда равен 0° или 180°, расчетная формула для определения приведенного момента сил, действующих на группу Ассура II22(2,3), окончательно запишется:

.

Выполним расчет для двенадцати положений механизма, данные сведем в таблицу 1.

Приведенный момент инерции звеньев второй группы механизма, к которым относятся все звенья, кроме первого, определяется на основании равенства кинетической энергии звена приведения и приводимых звеньев:

Для первого положения механизма:

= 0,2482 кг/м2

Выполним расчет для двенадцати положений механизма, данные сведем в таблицы 2, 3.

По результатам табличных расчетов строим графики:

Масштаб графика по оси абсцисс при базе графика х = 300 мм равен:

µφ = 2π/х = 6,28/300 = 0,0209 рад/мм.

Аналогично для графика :

µφ = 2π/х = 6,28/300 = 0,0209 рад/мм.

Таблица 1

Масштабы по осям ординат приняты с учетом желаемых максимальных ординат:

µJ = 0,0032 (кг·м2)/мм; µм = 0,02 (кН·м)/мм.

График приведенного момента от сил давления газов в цилиндре Е строится на основании циклограммы, из которой следует, что рабочий процесс в цилиндре Е по отношению к процессу в цилиндре С сдвинут на 180° угла поворота кривошипа.

Основное условие установившегося движения – сумма работ всех внешних сил и моментов за цикл движения равна нулю, т.е. работа движущих сил Рд3 и Рд5 за цикл по величине равна работе сил сопротивления: |Ад|ц = |Ас|ц.

Работа движущих сил за цикл пропорциональна площади fд (мм2) под кривыми и . Работа сил сопротивления за цикл, поскольку , равна:

.

Таблица 2

Следовательно:

Мощность, снимаемая с вала кривошипа при установившемся режиме работы (без учета механического к.п.д.):

Таблица 3

По величине строим график , а затем алгебраическим суммированием график суммарного приведенного момента .

Строим график суммы работ методом графического интегрирования графика . Масштаб ординат графика суммы работ:

µА = µм· µφ·к = 0,02·0,0209·50 = 0,0209 кДж/мм,

где к –полюсное расстояние при интегрировании.

Строим график кинетической энергии всех звеньев механизма, на основании зависимости Т = ΣА + Тнач, путем переноса оси абсцисс графика ΣА(φ1) вниз на величину ординаты, соответствующей величине Тнач. Однако значение кинетической энергии в начальном (нулевом) положении механизма пока неизвестно, поэтому положение оси абсцисс графика Т(φ1) показывается условно.

Определяем кинетическую энергию звеньев второй группы на основании приближенной зависимости:

,

поэтому построенную кривую можно принять за приближенную кривую . Масштаб графика определяется по формуле:

.

Определяем кинетическую энергию звеньев первой группы на основании зависимости ТI = Т – ТII. Графики Т(φ1) и ТII(φ1) построены. График ТI(φ1) можно построить вычитанием из ординат кривой Т ординат кривой ТII.

,

,

где и - ординаты с графиков ΣА(φ1) и ТII(φ1) в мм; и - масштабы соответствующих графиков. Расчет сведем в таблицу 4.

По результатам расчета в масштабе µТ = 0,0209 кДж/мм относительно оси строим график ΔТI(φ1), который относительно оси Т будет являться графиком ТI(φ1).

По графику ТI(φ1) определяем наибольший перепад кинетической энергии звеньев первой группы за цикл установившегося движения:

,

где - отрезок с графика ТI(φ1) в мм.

Таблица 4.

Определяем необходимый момент инерции звеньев первой группы, обеспечивающий заданную неравномерность движения:

.

Определяем момент инерции дополнительной маховой массы (маховика):

.

Принимаем материал маховика сталь и относительные параметры:

β = b/D = 0,3 и α = h/D = 0,2. Средний диаметр маховика:

.

Ширина обода маховика:

b = β·D = 0,3·0,519 = 0,156 м

Высота сечения обода:

h = α·D = 0,2·0,519 = 0,104 м

Масса маховика:

.

Проверка диаметра маховика по параметру скорости:

,

где υкр = 100 – для стальных маховиков. Условие выполняется.

1.4 Определение скорости и ускорения начального звена

При δ≤1/25 для определения истинной угловой скорости ω1 начального звена можно воспользоваться графиком ТI(φ1), который также будет являться графиком ωI(φ1) в масштабе:

.

Линию средней скорости на графике ωI(φ1) проведем через середину отрезка . Расстояние от линии средней скорости до оси абсцисс графика ωI(φ1) в масштабе равно:

.

Истинная угловая скорость (ω1)1 начального звена в первом положении, для которого в дальнейшем предполагается производить силовой анализ, определяется по формуле:

,

где - отрезок в мм от линии средней скорости до кривой ω1 в первом положении.

Угловое ускорение начального звена определяется из уравнения движения механизма в дифференциальной форме по формуле (для первого положения):

.

Суммарный приведенный момент в первом положении:

,

где - ордината с графика для первого положения механизма в мм.

Суммарный приведенный момент инерции:

,

где - из табл. 3 для первого положения.