Кафедра «Теориимеханизмов и машин»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОЙРАБОТЕ НА ТЕМУ:
«Проектированиеи исследование механизмов
2-хцилиндрового ДВС»
2010 г.
Содержание
рычажныймеханизм кинематический силовой
Техническое задание
Введение
1. Определение закона движениямеханизма при установившемся режиме работы
1.1 Структурный анализ
1.2 Построение кинематической схемы ипланов возможных скоростей
1.3 Приведение сил и масс.Определение размеров маховика
1.4 Определение скорости и ускоренияначального звена
2. Кинематический и силовой анализрычажного механизма для заданного положения
2.1 Определение скоростей методомпостроения планов скоростей
2.2 Определение ускорений методомпостроения планов ускорений
2.3 Определение векторов сил инерциии главных моментов сил инерции звеньев
2.4 Силовой расчет диады 2-3
2.5 Силовой расчет диады 4-5
2.6 Силовой расчет механизма 1огокласса
2.7 Определение уравновешивающей силыс помощью теоремы Н.Е. Жуковского о «жестком рычаге»
Список использованной литературы
/>Техническоезадание
Вариант 00.
1. Определить закондвижения рычажного механизма при установившемся режиме работы.
2. Выполнитькинематический 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 положениецентра массы S шатуна: BS2/BC=DS4/DE=0,38;угловая средняя скорость звена 1: ω1ср=75 рад/с; масса звеньев2 и 4: m2=m4=15 кг; масса звеньев 3 и 5: m3=m5=12 кг; момент инерции звеньев 2 и 4относительно центра масс:
JS2=JS4=0,22кг∙м2; момент инерции кривошипного вала относительно осивращения: JA1=1,25 кг∙м2; момент инерциивращающихся звеньев редукторов, приведенный к оси кривошипного вала: JР=1,9 кг∙м2; момент инерции гребноговала с винтом:
Jв=4 кг∙м2; диаметр цилиндра: D=0,12 м; допускаемый коэффициентнеравномерности вращения кривошипного вала: δ=1/40; координата звена 1 длясилового анализа: φ1=30°.
/>Введение
Данная курсовая работавыполнена по предмету: «Теория механизмов и машин» и состоит из двух разделов.В первом разделе определяется закон движения рычажного механизма приустановившемся режиме работы; во втором разделе проводится кинематический исиловой анализы рычажного механизма для заданного положения.
В этой работерассматривается кривошипно-ползунный механизм, который является основныммеханизмом в двигателях внутреннего сгорания.
Курсовая работа состоитиз пояснительной записки и двух чертежей формата А1 и А2. В пояснительнойзаписке приводится описание заданного рычажного механизма, структурный,кинематический и силовой анализы. На чертежах построена кинематическая схемамеханизма для двенадцати равноотстающих положений кривошипа, планы скоростей иускорений для заданного положения механизма, планы сил для заданного положениямеханизма и схема рычага Жуковского.
/> 1. Определение закона движения механизмапри 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 ползунаС).
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 кинематическихпар V класса р5 = 7;
— число кинематическихпар IV класса р4 = 0.
Степень подвижностимеханизма 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 одноведущее звено – кривошип BD.
Рычажный механизм состоитиз 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 парс учетом незадействованной, но учитываемой при определении степени подвижностидиады: р5 = 3; р4 = 0.
Степень подвижностидиады:
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 парс учетом незадействованной, но учитываемой при определении степени подвижностидиады: р5 = 3; р4 = 0.
Степень подвижности диады2-3:
W23 = 3·2 — 2·3 – 0 = 0
3. Механизм 1-го класса(рис. 1) – ведущее звено 1 (кривошип BD), соединенное шарниром A снеподвижной стойкой 6.
Число подвижных звеньев n = 1.
Кинематические пары вточках B и D учтены в диадах 4-5 и 2-3.
Число кинематических пар:р5 = 1; р4 = 0.
Степень подвижностимеханизма 1-го класса:
W1 = 3·1 — 2·1 – 0 = 1/>1.2 Построение кинематической схемы и планов возможныхскоростей
Определяем недостающийразмер механизма – ход поршня. Для кривошипно-ползунного механизма безэксцентриситета ход поршня:
Н = 2l1 = 2∙0,1 = 0,2 м.
Строим кинематическую схему механизма для двенадцатиравноотстающих положений кривошипа в масштабе μl = 0,002 м/мм. Крайнее верхнееположение т. В кривошипа, соответствующее верхнему мертвому положению поршня 3,принимается за исходное и ему присваивается номер «0».
Планы возможных скоростей для двенадцати положений механизмастроятся на основании векторных уравнений:
/>
/>
и условия, чтонаправления скоростей точек С и Е совпадают с осью цилиндров.
/>, />,/>, /> – векторы абсолютныхскоростей точек С, В, Е и D, а /> и /> – векторы скоростей точкиС 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 имасс. Определение размеров маховика
Определим момент инерциимаховика и его размеры по методу Мерцалова, используя теорему об изменениикинетической 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: силыдавления газов на поршни: Рд3 и Рд5; силы тяжестизвеньев:
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 преобразуемв график сил Рд3(Sc). За ординаты графика сил принимаются ординаты, снимаемые с индикаторнойдиаграммы, 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 силдавления газов и сил тяжести звеньев для группы Ассура II22(2,3)(цилиндрС):
/>
Для первого положения механизма:
/>1,4 кН·м
Расчеты показывают, что влияние сил веса звеньев на значение приведенногомомента незначительно (
/>.
Выполним расчет /> длядвенадцати положений механизма, данные сведем в таблицу 1.
Приведенный момент инерции /> звеньеввторой группы механизма, к которым относятся все звенья, кроме первого,определяется на основании равенства кинетической энергии звена приведения иприводимых звеньев:
/>
/>
Для первого положения механизма:
/>
/>
= 0,2482 кг/м2
Выполним расчет /> длядвенадцати положений механизма, данные сведем в таблицы 2, 3.
По результатам табличных расчетов строим графики:
/>
Масштаб графика /> по осиабсцисс 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 1Обозначение параметра Положение механизма 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
/>, мм 87 37 10 4 1 0,2 0,1 -0,1 -0,2 -1 -4 -18
µр’, кН/мм 0,63
/> 55 23 6 2,5 0,6 0,1 0,06 -0,06 -0,1 -0,6 -2,5 -11
l1, м 0,1 pb, мм 50 pc, мм 31 49 50 37,5 19 19 37,5 50 49 31 pc/pb 0,62 0,98 1 0,75 0,38 0,38 0,75 1 0,98 0,62
/>, кН·м 1,43 0,59 0,25 0,05 0,004 -0,002 -0,008 -0,06 -0,25 -0,68
Масштабы по осям ординат приняты с учетом желаемыхмаксимальных ординат:
µJ= 0,0032 (кг·м2)/мм; µм = 0,02 (кН·м)/мм.
График приведенного момента />отсил давления газов в цилиндре Е строится на основании циклограммы, из которойследует, что рабочий процесс в цилиндре Е по отношению к процессу в цилиндре Ссдвинут на 180° угла поворота кривошипа.
Основное условие установившегося движения – сумма работ всехвнешних сил и моментов за цикл движения равна нулю, т.е. работа движущих сил Рд3и 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 сопротивленияза цикл, поскольку />, равна:
/>.