Курсовая работа: Проектирование и исследование механизмов двухцилиндрового ДВС
Курсовая работа: Проектирование и исследование механизмов двухцилиндрового ДВС
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
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.
№ п/п |
Соединяемые
звенья
|
Вид пары |
Подвижность |
Класс |
|
1 |
1-6 |
вращательная В |
1 |
V |
крайняя (внешняя) |
2 |
1-2 |
вращательная В |
1 |
V |
средняя (внутренняя) |
3 |
1-4 |
вращательная В |
1 |
V |
средняя (внутренняя) |
4 |
2-3 |
вращательная В |
1 |
V |
средняя (внутренняя) |
5 |
3-6 |
поступательная П |
1 |
V |
крайняя (внешняя) |
6 |
4-5 |
вращательная В |
1 |
V |
средняя (внутренняя) |
7 |
5-6 |
поступательная П |
1 |
V |
крайняя (внешняя) |
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
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.
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.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5
|