Проектирование и исследование механизмов двухцилиндрового ДВС (стр. 1 из 7)
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.
| № 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
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