Двухцилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания

РЕФЕРАТ

В данной работе исследован и спроектирован двухцилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания. Механизм предназначен для преобразования возвратно-поступательного движения ползунов (поршней) во вращательное движение кривошипа. Рассчитаны основные параметры, характеризующие данный механизм.

МЕХАНИЗМ, КРИВОШИП, ШАТУН, КИНЕМАТИЧЕСКАЯ ПАРА, ЗВЕНО, СТРУКТУРНАЯ ГРУППА, ЗАЦЕПЛЕНИЕ, ПЛАНЕТАРНЫЙ МЕХАНИЗМ.

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ, СИМВОЛОВ, СОКРАЩЕНИЙ И ТЕРМИНОВ

ДВС — двигатель внутреннего сгорания;

КП — кинематическая пара;

НКП — низшая кинематическая пара;

КПМ — кривошипно-ползунный механизм;

СГ — структурная группа;

АП.С — работа сил полезного сопротивления;

АВ.С — работа сил вредного сопротивления;

КНД — коэффициент неравномерности движения;

l1 — длина кривошипа;

l2 — длина шатуна;

W — степень подвижности механизма;

НВ — ход поршня;

dn — диаметр поршня;

МДПР — приведенный движущий момент;

m2 — масса шатуна;

m3 — масса ползуна;

JS2 — момент инерции шатуна относительно центра масс S2;

ПЗП — планетарная зубчатая передача.

Среди рычажных механизмов различных типов одним из наиболее распространенных в технике являются кривошипно-ползунные механизмы. Они используются в двигателях внутреннего сгорания, компрессорах, насосах, ряде станков (например, прессах) и других машинах различного назначения, включая наземные и воздушные транспортные средства.

Основное назначение кривошипно-ползунного механизма преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно поступательное движение ползуна или возвратно-поступательное движение ползуна во вращательное движение кривошипа.

В настоящее время широкое применение нашли многоцилиндровые ДВС, это обусловлено тем, что необходимо повысить их мощность. В авиации ДВС применяют в вертолетах, легких транспортных, спортивных и учебных самолетах.

Целью курсового проектирования является получение навыков в использовании общих методов проектирования и исследования механизмов для создания конкретных машин и приборов разнообразного назначения, а также использование ЭВМ при расчетах, применяя как аналитические, так и графические методы решения инженерных задач на разных этапах проектирования.

Курсовое проектирование ставит задачи усвоения определенных методик и навыков работы по следующим направлениям:

оценка соответствия структурной схемы механизма основным условиям работы машины;

проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным основным и дополнительным условиям;

анализ режима движения механизма при действии заданных сил;

силовой анализ механизма с учетом геометрии масс звеньев;

учет сил трения в кинематических парах и определение КПД;

проектирование зубчатых рядовых и планетарных механизмов;

определение мощности заданного типа двигателя.

Для проведения расчетов применялся математический редактор MathCad, все чертежи выполнены с помощью графического редактора Компас. Использовалась литература, указанная в [1−4].

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рисунок 1 — Схема механизма

1. Число тактов 4

2. Диаметр поршней 0,08 м

3. Отношение хода поршня к диаметру (S/d) 1

4. Число цилиндров 2

5.Положение центра масс шатуна (Las/Lab) 0,36

6.Угол наклона 90

7.Отношение длины шатуна к радиусу кривошипа (л) 3,8

8. Максимальное давление газов на поршень 3,8 МПа

9. Скорость вращения коленвала (щ) 254,65 рад/с

10. Коэффициент неравномерности хода 0,008

11. Масса поршня (m3) (100.160)d2

12.Масса шатуна (m2) (1,1.1,4)m3

13. Момент инерции шатуна (Is1) 0,17m2l22

14. Момент инерции коленвала (40.60)Is1

15. Диаметр коренной шейки (dk) 0,14d

16. Диаметр шатунной шейки (dш) 0,12d

17. Диаметр поршневого пальца (dпп) 0,1d

1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННОГО МЕХАНИЗМА ДВС

1.1 Структурный анализ

Определение недостающих параметров.

Ход поршня:

S= d = 0,08 м Длинна кривошипа:

Рисунок 1.1 — Структурная схема механизма

Loa= R= S/2=0.08/2=0,04 м л=L/R =4

Lab=лR =4*0.04=0,16 м Найдем центр масс шатуна:

Las/Lab=0.36

Las=L*0.36=0.16*0.36=0.0576 мм Число степеней свободы плоских механизмов определяют по формуле Чебышева:

где: n — количество подвижных звеньев;

p4, p5 — число КП четвертого и пятого классов.

Рассмотрим наш механизм, состоящих из кинематических пар, определим их класс и вид:

1 — 0 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

1 — 4 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

1 — 2 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

4 — 5 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

2 — 3 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, вращательная;

5 — 0 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, поступательная;

3 — 0 НКП, 5 класс, геометрический способ замыкания, поступательная. Для данного механизма n = 5, p4 = 0, p5 = 7. Отсюда:

.

При структурном исследовании механизмов из их состава выделяют основной механизм и структурные группы. Основной механизм — это простейший плоский механизм, состоящий из двух звеньев: стойки и начального звена, соединенных вращательной или поступательной КП. Начальное звено — это звено, которому приписывается одна или несколько обобщенных координат механизма. В КПМ только одно начальное звено и одна обобщенная координата, которая однозначно определяет положение звеньев. В качестве обобщенной координаты выбираем угловую координатуц1.

Основной механизм:

Рисунок 1.2 — Ведущее звено

Ведущее звено является звеном первого класса.

Структурные группы (группы Ассура) — это кинематическая цепь, которая после подсоединения ее элементов внешних КП к стойке обладает нулевой степенью свободы.

Структурная группа 2класса, 2 порядка, 2 вида (рисунок 1.3).

Рисунок 1.3 — Структурная группа Ассура Структурная группа 2класса, 2 порядка, 2 вида (рисунок 1.4).

Рисунок 1.4 — Структурная группа Ассура

1.2 Определение скоростей и нахождение ускорений

Рисунок 1.5

Нахождение скоростей произведем аналитическим путем. Воспользуемся методом замкнутых контуров (рисунок 1.5) :

L3=L1+L2

Спроецируем на оси:

На OY: L3=L1* cosц1+L2*cosц2 (1)

На OX: 0=L1*sinц1+L2*sinц2 (2)

L1*sinц1= L2*sinц2

ц2= arcsin (-L1*sinц1/ L2)

Определение линейных скоростей и ускорений путем дифференцирования выражения (1) и (2):

V3= L3'=-sinц1L1щ1-L2sinц2щ2 (3)

0 = L1cosц1щ1+L2cosц2щ2 (4)

Из этой системы получим значение угловой скорости:

щ1= -L1cosц1щ1/L2cosц2

Значение линейного ускорения можно получить путем дифференцирования выражений (3) :

W3=L3''= -cosц1L1щ12-(L2о2sinц2+L2щ22cosц2)

Подставим в выражение (4) и получим значение углового ускорения:

о2= (L1sinц1щ12+L2sinц2щ22)/L2cosц2

Полученные значения для соответствующих углов указаны в таблице:

Расчет W3, о2, V3, щ2, W5, о4, V5, щ4 так же можно провести графическим путем (лист 1). Вычисление V3, W3,V5, W5 будем производить с помощью метода планов скоростей и ускорений. Методы расчета аналогичны для всех 8 положений механизма, в связи с этим рассмотрим расчет для двух положений (0° и 30°):

Построения плана скоростей:

Va1 =Va2=щ1*R=254,65*0.04=10,186 м/с (скорость Va1 перпендикулярна ОА1)

Масштаб равен: Kх=Va1 / (pa1)=10,186/20,4=0,5 ((м/с)/мм) Положение № 1 (0°):

Vb1=Va1+Vb1a1

Vb1=0

Vb1a1=Va1=10,186(м/с)

Vs1=(ps1)*Kv=6,519(м/с) щ2=Vb1a1/A1B1=63,663(с-1)

Vb2=Va2+Vb2a2

Vb2=0

Vb2a2=Va2=10,186(м/с)

Vs2=(ps1)*Kv=6,519(м/с) щ4=Vb2a2/A2B2=63,663(с-1)

Положение № 2 (30°):

Vb1=Va1+Vb1a1

Vb1=11,3*0,5=5,65 (м/с)

Vb1a1=Va1=17,7*0,5=8,85 (м/с)

Vs1=(ps1)*Kv=8,037(м/с) щ2=Vb1a1/A1B1=55,3(с-1)

Vb2=Va2+Vb2a2

Vb2=9,1*0,5=4,55 (м/с)

Vb2a2=Va2=17,7*0,5=8,85 (м/с)

Vs2=(ps1)*Kv=7,47(м/с) щ4=Vb2a2/A2B2=55,3(с-1)

Построение плана ускорений:

Wa1=Wa1oc+Wa1вр, так как щ1=const, то Wa1вр=0

Wa=Waoc=щ12loa=254,65²*0.04=2596,3 (м/с2)

Kw=Wa /(p'a')=2596,3/51=50,9

Wb=Wa+Wban+Wbaф Положение № 1 (0°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=63,663²*0,16= 648,48(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =648,48/50,9=12,7 мм

Wb1=(p1'b1')*Kw=63,7*50,9=3242(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=0*50,9=0 (м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=0/0,16=0(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=56*50,9=2850(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=63,663²*0,16= 648,48(м/с2)

(a2'b2')=Wb2a2n/Кw =648,48/50,9=12,7 мм

Wb=(p2'b2')*Kw=38,3*50,9=1950(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=0*50,9=0 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=0(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=46*50,9=2340(м/с2)

Положение № 2 (30°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=55,57²*0,16= 494,1(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =494,1/50,9=9,7(мм)

Wb1=(p1'b1')*Kw=52,29*50,9=2662(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=24,9*50,9=1265(м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=1265/0,16=7905(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=49,8*50,9=2535(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=55,57²*0,16= 494(м/с2)

Wb=(p2'b2')*Kw=36,35*50,9=1850(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=24,9*50,9=1265 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=7905(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=44,45*50,9=2263(м/с2)

Положение № 3 (90°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=0²*0,16= 0(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =0/50,9=0(мм)

Wb1=(p1'b1')*Kw=6,44*50,9=328(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=51,6*50,9=2625(м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=2625/0,16=16405(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=32,79*50,9=1669(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=0²*0,16= 0(м/с2)

(a2'd2')=Wb2a2n/Кw =0/50,9=0(мм)

Wb=(p2'b2')*Kw=6,44*50,9=328(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=51,6*50,9=2625 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=16405(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=32,79*50,9=1669(м/с2)

Положение № 4 (120°):

Wb1=Wa1+Wb1a1n+Wb1a1ф

Wb1a1n=щ22*A1B1=32,6²*0,16= 170(м/с2)

(a1'd1')=Wb1a1n/*Kw =170/50,9=3,3(мм)

Wb1=(p'b1')*Kw=26,95*50,9=1372(м/с2)

Wb1a1ф=(b1'd1')*Kw=44,06*50,9=2243(м/с2)

о2=Wb1a1ф/A1B1=2243/0,16=14017(с-2)

Ws1=(p's1')*Kw=38,42*50,9=1956(м/с2)

Wb2=Wa2+Wb2a2n+Wb2a2ф

Wb2a2n=щ42*A2B2=32,6²*0,16=170(м/с2)

(a2'd2')=Wb2a2n/Кw =170/50,9=3,3(мм)

Wb=(p2'b2')*Kw=24,05*50,9=1224(м/с2)

Wbaф=(b2'd2')*Kw=44,06*50,9=2243 (м/с2)

о2=Wbaф/AB=14018(с-2)

Ws2=(p's2')*Kw=37,72*50,9=1920(м/с2) Погрешность измерений не более 5%.

1.3 Силовой анализ механизма

Целью силового расчета механизма является определение неизвестных внешних сил и моментов сил, а также реакций в КП. Реакции в КП используются при уточненном изучении движения звеньев механизмов, проведении расчетов на прочность, жесткость, износостойкость при определении механического коэффициента полезного действия механизма.

При силовом расчете механизма принимают допущение о том, что звенья имеют общую плоскость симметрии, в которой расположены силы. Силовой расчет выполняют с учетом неравномерности движения звеньев путем применения принципа Даламбера, позволяющего рассматривать исследуемую систему сил и моментов сил в равновесии, а задачу динамики решать методами статики.

Изучение каждого отдельного звена механизма с приложенными к нему нагрузками не позволяет определить реакции в КП, так как таком подходе число неизвестных реакций больше, чем число уравнений статики, то есть отдельное звено с приложенными к нему силами и моментами сил представляет собой статически неопределимую систему. Статически определимыми кинематическими цепями плоских механизмов являются структурные группы. Поэтому перед непосредственным проведением силового расчета механизма проводят структурный анализ и кинематическое исследование механизма, потом выявляют нагрузки — силы и моменты сил, действующие на отдельные звенья.

Силы, действующие на звенья механизмов, подразделяют на внешние, внутренние и силы инерции, а моменты сил — на внешние моменты и моменты сил инерции. Внешние нагрузки приложены к звеньям механизма извне. К внешним силам относятся движущие силы, силы сопротивления и силы тяжести звеньев, а к внешним моментам сил — движущие моменты и моменты сил сопротивления. Внешние нагрузки соответственно обозначаем через Fj, Mj, Gj (j — номер звена, на которое действует сила или момент). Внутренние силы — это силы взаимодействия между звеньями механизма. Они действуют в КП и обозначаются Rj. Инерционные нагрузки, действующие на звено, совершающее плоскопараллельное движение, приводят при расчетах к главному вектору сил инерции и к главному моменту сил инерции, значения которых определяются по выражениям:

[26]

[27]

где WЅ.j — ускорение центра масс;

JЅ.j — момент инерции рассматриваемого звена.

Силовой анализ механизма проведен в 4 положениях. Расчет для всех положений проводится одинаково (смотри лист 1):

Определение G элементов механизма:

G3= G5=m3g=0.94*9.8=9,212 (Н)

G2= G4=m2g=1,2m3g=1.2*0.94*9.8= 11,05 (Н) Эти величины ничтожно малы для расчетов и поэтому далее не будут использоваться.

Fдв=Pрd2/4

P=Pmax*(P/ Pmax)

Положение № 1 (0°):

Силы инерции:

Pин3=m3Wb1=0.94*3242=3047 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*2850=3214 (Н)

Mин2=Is1о2=0.17m2l22о2=0(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0.94*1945=1828 (Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*2340=2640 (Н)

Mин4=Is2о2=0.17m2l22о2=0(Hм) Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин — Pин1h1+R32x la1b1=0

R32x=(Mин1+Pин1h1)/la1b1

R32x=0 (Н) Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

N3+R23x=0 N3 = 0

P3=8782 (Н) У Fy=0 R23y = P3 — Pин3=8782−3047=5744(Н) Рассмотрим равновесие звена 2:

У Fx=0

R23x= R12x =0

У Fy=0 R12y = R32y — Pин2=5744 — 3142 =2513(Н) Звено 4:

У Mb2=0 h2=0,

У Ma2=0 -Mин4 — Pин2h2+R32x la1b1=0

R32x=(Mин1+Pин1h1)/la1b1

R32x=0 (Н) Рассмотрим равновесие звена 5:

У Fx=0

N5+R45x=0 N5 = 0

P5=8782 (Н) У Fy=0 R23y = P3 — Pин3=8782−3047=5744(Н) Рассмотрим равновесие звена 4:

У Fx=0

R54x= R14x =0(Н)

У Fy=0 R14y = R54y + Pин4=1837 + 2196 =4044(Н) Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0= R14y+ R12y=4044+2513=6557(Н) По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=0(Н) Положение № 2 (30°):

Силы инерции

Pин3=m3Wb1=0.94*2662=2502 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*2535=2856 (Н)

Mин2=Is1о2=0.17m2l22о2=38,127(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0.94*1850=1739 (Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*2263=2547 (Н)

Mин4=Is2о2=0.17m2l22о2=0(Hм) Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин2 — Pин2h1+R32x la1b1=0

R32x=(-Mин2+Pин2h1)/la1b1

R32x=158,9 (Н) Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P3=16 800 (Н) Рин3+Р3+N3+R23x+R23y=0

Kp=P3/(p3)=16 800/84=200

N3=3,17*200=634(Н)

R23y=71,59*200=14318(Н) Рассмотрим равновесие звена 2:

R12x+R12y +Рин2+R23=0

R12x=4,73*200=946(Н)

R12у=58,42*200=11684(Н) Рассмотрим звено № 4:

У Ma2=0 -Mин4 — Pин4h2+R54x la2b2=0

R54x=(-Mин4+Pин4h2)/la2b2

R54x=44,26(Н) Рассмотрим равновесие звена 5:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P5=0 (Н) Рин5+Р5+N5+R45x+R45y=0

Kp=100

N5=0,61*100=634(Н)

R45y=17,39*100=1739(Н) Рассмотрим равновесие звена 4:

R14x+R14y +Рин4+R54=0

R14x=7,37*100=737(Н)

R14y=41,62*100=4162(Н) Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0+R14+ R12=0

R0=79,03*200=15806(H)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=3027(Н)

Mур=3027*0,04=120,9(Hм) Положение № 3 (90°):

Силы инерции:

Pин3=m3Wb1=0.94*328=308 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*1666=1879 (Н)

Mин2=Is1о2=0.17m2l22о2=82,026(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0.94*328=308(Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*1666=1879 (Н)

Mин4=Is2о2=0.17m2l22о2=0(Hм) Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин2 — Pин2h1+R32x la1b1=0

R32x=(-Mин2+Pин2h1)/la1b1

R32x=162,7(Н) Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P3=3436 (Н) Рин3+Р3+N3+R23x+R23y=0

Kp=P3/(p3)=3436/34,36=100

N3=2,31*100=231(Н)

R23y=31,73*100=3173(Н) Рассмотрим равновесие звена 2:

R12x+R12y +Рин2+R23=0

R12x=17,14*100=1714(Н)

R12у=32,76*100=3276(Н) Рассмотрим звено № 4:

У Ma1=0 -Mин4 — Pин4h2+R54x la2b2=0

R54x=(-Mин4+Pин4h2)/la2b2

R54x=162,7(Н) Рассмотрим равновесие звена 5:

У Mb2=0 h2=0,

У Fx=0

P5=191 (Н) Рин5+Р5+N5+Рин5+R45x+R45y=0

Kp=P3/(p3)=191/9,6=20

N5=11,34*20=227(Н)

R45y=26,17*20=523,4(Н) Рассмотрим равновесие звена 4:

R14x+R14y +Рин4+R54=0

R14x=85,68*20=1714(Н)

R14y=21,05*20=421(Н) Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0+R14+ R12=0

R0=24,48*100=2448(H)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=1623(Н)

Mур=1623*0,04=64,9(Hм) Положение № 4 (120°):

Силы инерции:

Pин3=m3Wb1=0.94*1372=1290 (Н)

Pин2= m2Ws1=1,128*19 556=2206 (Н)

Mин2=Is1о2=0.17m2l22о2=69,335(Hм)

Mин1=0, т.к. щ1=const

Pин5=m5Wb2=0.94*1224=1151(Н)

Pин4= m2Ws2=1,128*132=2179 (Н)

Mин4=Is2о2=0.17m2l22о2=0(Hм) Рассмотрим звено № 2:

У Ma1=0 -Mин2 — Pин2h1+R32x la1b1=0

R32x=(-Mин2+Pин2h1)/la1b1

R32x=89,2(Н) Рассмотрим равновесие звена 3:

У Mb1=0 h1=0,

У Fx=0

P3=1910 (Н) Рин3+Р3+N3+R23x+R23y=0

Kp=P3/(p3)=1910/38,2=50

N3=5,17*50=258,5(Н)

R23y=64,18*50=3209(Н) Рассмотрим равновесие звена 2:

R12x+R12y +Рин2+R23=0

R12x=27,25*50=1362,5(Н)

R12у=97,41*50=4870,5(Н) Рассмотрим звено № 4:

У Ma1=0 -Mин4 — Pин4h2+R54x la2b2=0

R54x=(-Mин4+Pин4h2)/la2b2

R54x=207,3(Н) Рассмотрим равновесие звена 5:

У Mb2=0 h2=0,

У Fx=0

P5=191 (Н) Рин5+Р5+N5+Рин5+R45x+R45y=0

Kp=P3/(p3)=191/3,8=50

N5=7,09*50=354,5(Н)

R45y=27,45*50=1372,5(Н) Рассмотрим равновесие звена 4:

R14x+R14y +Рин4+R54=0

R14x=31,44*50=1572(Н)

R14y=52,6*50=2630(Н) Рассмотрим основной механизм:

У F=0 R0+R14+ R12=0

R0=40,05*50=2003(H)

По методу жесткого рычага Жуковского найдём Pур:

Pур=2450(Н)

Mур=2450*0,04=98,1(Hм)

Определим силы трения. В шарнирах:

Мтр= fт*R*r;

В поступательных парах:

Fтр= fт*R.

В первом положении: Fтр03=fт пост*N3=0.05*0=0; Fтр05=fт пост*N5=0.05*0=0;

Mтр23= fт вр*R23*rпп=0.1*5744*0.05*0.08=2.3(Нм);

Mтр45= fт вр*R45*rпп=0.1*1837*0.05*0.08=0.74(Нм);

Mтр12= fт вр*R12*rшш=0.1*2513*0.06*0.08=1.21(Нм);

Mтр14= fт вр*R14*rшш=0.1*4044*0.06*0.08=1.94(Нм);

Mтр01= fт вр*R0*rкш=0.1*6557*0.07*0.08=3.67(Нм);

Для 4-х положений составим таблицу:

1.4 Определение параметров маховика

Для проведения динамического анализа и расчета маховика нам необходимо вычислить движущую силу Рдв, а так же найти работу движущей силы Д Адс, работу сил полезного сопративления Д Апс, приведенную массу mпр.

Построим график движущей силы, для этого используем давления в цилиндрах.

Рдв = pmax*(p/pmax)*3,14*d2/4,

Так как в нашем механизме два поршня, то график строим для каждого отдельно, потом складываем. Для построения графика Д А. дв (проводим графическое интегрирование) сначала отложим от графика Рдв влево отрезок ОS=144мм, спроецируем точки графика в каждом положении на ось OY, и соединим их с т. S. Потом параллельным переносом отрезков от каждого положения получим график Д А.дв.Соединив начальную и конечную точку графика Д А.дв. получим график Д Апс. Далее получим Д T путем вычитания Д А.дв.-Д Апс.(смотри лист № 2).

Определение mпр.

Вычисляем приведенную массу по формуле:

mпр.va2/2 = m3vb2/2 + (Is2щ22/2 + m2vs22/2) + Io1щ12/2

Io1=Is1 + ma2, где a = loa/2

Вычисляем значения приведенной массы для первого поршня, строим график и после чего смещаем полученный график на 180° для получения приведенной массы для второго поршня. Складываем полученные результаты для получения суммарной приведенной массы. (Смотри лист № 2)

Для расчета маховика нам необходимо построить график «энергия-масса». Данную операцию возможно провести путем избавления из полученных графиков (ДТ от Sa, mпр от Sa) величины Sa (Смотри лист № 2).

После построение графика «энергия-масса» мы вычисляем необходимые углы под которыми проводим касательные к нашему графику по формуле:

цmax/min=

Va=10,186 м/с д=0,008

Km=0,0041 Ka=100

ц max=0° 13' цmin=0° 12'

Проведенные касательные к графику будут отсекать на оси ординат отрезок, назовем его (KL). Тогда маховик можно рассчитать по формуле:

Im=(KL)*KДE/щoa2*д Отсюда мы можем найти момент инерции маховика:

(KL) = 0,445 м

KДE =2,63

щoa=254,65с-1

Следовательно: Im=0,445*2,63/648 446,6*0,008=0,225

Так же момент инерции маховика можно найти по формуле:

Im=mr 2/2

Подберем массу маховика:

m = 2I/r2

r =40 мм = 0,04 м

m = 2 * 0.225 / 0.0016 = 2,81 (кг).

Определим мощность ДВС:

.

2. КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Подбор чисел зубьев

Данная схема состоит из планетарного механизма типа A-I и кратного механизма. Проведем синтез оптимальных чисел зубьев планетарного механизма используя следующие генеральные уравнения:

Так же задано условие, что k = 4, а передаточное отношение механизма = 18. Для планетарного механизма выберем передаточное отношение .

Преобразуя и упростив генеральные уравнения, получим:

Где N — целое число. Возьмём N=27, тогда получим:

Z5=18

Z6=36

Z7=90

Проверим условие соседства сателлитов, согласно которому:

Подберем числа зубьев 1,2,3,4-го колёс, сохраняя передаточное отношение u14 = 3 и учитывая условие соосности.

.

Z1+Z2=Z4+Z3

Такими числами будут: Z1 = 36, Z2 = 36, Z3 = 18, Z4 = 54

= u14. = 3.6 = 18.

Отсюда следует, что количество зубьев для обеспечения заданного передаточного отношения при условии равнопрочности по контактным напряжениям подобраны, верно.

Проведем кинематический анализ зубчатого зацепления. Для этого построим планы линейных и угловых скоростей данного зубчатого механизма (смотреть лист 3).

3. РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

эвольвентный зацепление кривошипный ползунный механизм Используем для этого программу, разработанную кафедрой теоретической механики и машиноведения ХАИ.

Для зубчатых колёс с Z1=21 и Z2=54, износ.

Нулевое зацепление:

Z= 21 Z2= 54 X1=.00 X2=.00 m= 5.0 ALFAw= 20.0

D1= 105.0 D2= 270.0 Aw=187.500

Db1= 98.7 Db2= 253.7 Da1= 115.0 Da2= 280.0

Dw1= 105.0 Dw2= 270.0 Pt= 15.7 Pw= 15.7

Df1= 92.5 Df2= 257.5 Rl1= 59.1 Rl2= 140.7

Ry1 Sy1 Ry2 Sy2

49.33 7.38 126.86 7.38

50.97 7.05 129.49 6.81

52.60 6.23 132.12 5.62

54.23 5.05 134.74 4.01

55.87 3.56 137.37 2.03

57.50 1.79 140.00 -.27

TETA1 RO1 A0B0 TETA2 NU E alfa= 1.67

— 2.50 6.4 64.71.87

-.56 12.8 64.36.49

09 19.2 64. -.10.37

42 25.7 64. -.71.32

61 32.1 64. -1.57.31

74 38.5 64. -2.86.32

83 44.9 64. -5.00.37

90 51.3 64. -9.29.49

96 57.7 64. -22.14.87

Положительное зацепление:

Z= 21 Z2= 54 X1=.75 X2= 1.32 m= 5.0 ALFAw= 26.2

D1= 105.0 D2= 270.0 Aw=196.430

Db1= 98.7 Db2= 253.7 Da1= 119.7 Da2= 290.4

Dw1= 110.0 Dw2= 282.9 Pt= 15.7 Pw= 16.5

Df1= 100.0 Df2= 270.7 Rl1= 53.9 Rl2= 133.5

Ry1 Sy1 Ry2 Sy2

49.33 11.42 126.86 15.68

51.43 11.07 130.52 14.94

53.53 9.97 134.19 13.16

55.63 8.34 137.85 10.65

57.73 6.24 141.52 7.51

59.83 3.70 145.18 3.81

TETA1 RO1 A0B0 TETA2 NU E alfa= 1.19

— 2.50 8.7 87.71.64

-.56 17.4 87.36.36

09 26.1 87. -.10.27

42 34.7 87. -.71.24

61 43.4 87. -1.57.23

74 52.1 87. -2.86.24

83 60.8 87. -5.00.27

90 69.5 87. -9.29.36

Положительное зацепление:

Z= 21 Z2= 54 X1=.73 X2= 1.25 m= 5.0 ALFAw= 26.0

D1= 105.0 D2= 270.0 Aw=196.095

Db1= 98.7 Db2= 253.7 Da1= 119.7 Da2= 289.9

Dw1= 109.8 Dw2= 282.4 Pt= 15.7 Pw= 16.4

Df1= 99.8 Df2= 270.0 Rl1= 54.0 Rl2= 133.8

Ry1 Sy1 Ry2 Sy2

49.33 11.35 126.86 15.44

51.44 10.99 130.48 14.71

53.54 9.89 134.09 12.96

55.64 8.26 137.71 10.50

57.74 6.15 141.33 7.42

59.85 3.60 144.95 3.79

TETA1 RO1 A0B0 TETA2 NU E alfa= 1.21

— 2.50 8.6 86.71.65

-.56 17.2 86.36.36

09 25.8 86. -.10.28

42 34.4 86. -.71.24

61 43.0 86. -1.57.23

74 51.6 86. -2.86.24

83 60.3 86. -5.00.28

90 68.9 86. -9.29.36

Проведем построение данного зубчатого зацепления. Для этого проведем окружности диаметрами для первого колеса. В качестве центра возьмем т.

Далее определим межцентровое расстояние. Затем проведем окружности диаметрами для второго колеса. В качестве центра возьмем т. Далее отложим угол по разные стороны от прямой

Получили точки и. Далее проведем построение графиков коэффициентов удельного скольжения и графика геометрического коэффициента давления. Для этого проведем прямые перпендикулярно линии зацепления и на некотором расстоянии проведем прямую параллельную линии зацепления. Далее разделим получившийся отрезок аb на 10 равных частей. Отложим величины и. Далее таким же образом проведем построение .

Аналогично проведем построение положительного зацепления.

С помощью компьютерной программы выполнили расчёт коэффициентов удельного скольжения и коэффициента давления для различных смещений Х1 и Х2. Для наилучшей долговечности выбираем случай с наименьшими и. Наилучшие результаты при Х1=0,75, Х2=1,32 (смотреть лист 4).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе спроектирован двухцилиндровый четырехтактный ДВС, проведено структурный, кинематический и динамический анализ, силовой расчет. В результате этой работы мы получили ДВС мощностью N = 9,3 кВт.

Также была спроектирована и исследована кинематическая схема планетарного механизма. По заданным передаточному отношению и схеме были выбраны числа зубьев, удовлетворяющие условиям соседства, соосности и сборки. КПД планетарной передачи достаточно высок, что позволяет передавать вращательное движение без значительных энергетических потерь следующему звену механизма.

Также по заданным числам зубьев и модулю было спроектировано эвольвентное зубчатое зацепление, с помощью ЭВМ были рассчитаны его геометрические и качественные характеристики. Достоинство эвольвентного зацепления — повышенная контактная и изгибная прочность колеса, а основным недостатком является пониженное значение коэффициента торцевого перекрытия, который характеризует плавность работы.

ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Чайка А. И. «Проектирование и исследование кривошипно-ползунных механизмов машин различного назначения». Учебное пособие. Харьков ХАИ 1993.

2. Попов С. А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин». Под ред. К. В. Фролова. Москва, «Высшая школа», 1986.

3. В. В. Алферов. Расчет геометрических параметров зубчатых передач. Учебное пособие. Харьков ХАИ 1978.

4. Чайка А. И., Дорофеев В. Г., Кузьминов Ф. Ф. Основы проектирования механизмов энергосиловых установок ЛА. Учебное пособие. Харьков ХАИ 1991.