Проектирование кривошипно-ползунного механизма двигателя мотоцикла - Курсовая работа

Коленчатый вал 1 с маховиком 13 расположен параллельно продольной оси мотоцикла. Коленчатый вал соединен с остальными механизмами мотоцикла муфтой сцепления. С кривошипами OA и OD коленчатого вала, расположенными под углом 180°, соединены шатуны 2 и 4. Различают два режима работы двигателя: 1) при холостом ходе, когда муфта сцепления выключена и коленчатый вал 1 отключен от остальных механизмов мотоцикла и 2) при номинальной нагрузке (во время движения мотоцикла), когда муфта сцепления соединяет коленчатый вал 1 с остальными механизмами мотоцикла. 17.Приведенные к коленчатому валу момент инерции трансмиссии (системы механизмов, включенных между коленчатым валом и ведущим колесом) и момент инерции ведущего колеса мотоцикла-Іпр0 КГМСЕК2 0.030u по инструменту , m=4.25мм, и С*=0,25; исходный контур инструмента - реечный;u произвести расчет эвольвентной зубчатой передачи;Произвести расчет параметров исходного контура инструмента, если : · угол профиля ; Определить минимальное число зубьев Zmin Определить по формуле Угол находится по в таблице эвольвентных функций. Определить коэффициент воспринимаемого смещенияРасчет коэффициента смещения произведен с использованием ЭВМ, распечатка прилагается.Расчетные коэффициенты смещения выбираются так, чтобы при прочих равных условиях получить такие геометрические параметры колес и передачи, при которых зубчатая передача обладает лучшими эксплуатационными свойствами. Расчетные коэффициенты смещения любой зубчатой передачи, прежде всего, должны обеспечить отсутствие заклинивания, подреза и заострения зуба, а также гарантировать минимально-допустимую величину коэффициента перекрытия. Область возможных расчетных коэффициентов может быть представлена в виде соответствующего блокирующего контура, построенного для передачи . Блокирующий контур представляет собой совокупность кривых, построенных в координатах , ограничивающих выбор расчетных коэффициентов смещения и отделяющих зону их допустимых значений. Равномерный износ: В связи со всем выше сказанным, рассмотрев построенный блокирующий контур, выбираем коэффициент смещения 0.5, при котором выполняются все условия нормальной работы зубчатой передачи.Откладывается межосевое расстояние и проводятся окружности: начальные , ; делительные , и основные , ; окружности вершин , и впадин , . Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренное также по осевой линии, должно быть равно величине радиального зазора . Точка В1 является точкой пересечения окружности вершин второго колеса с линией зацепления и называется точкой начала зацепления, а точка В2 является точкой пересечения окружности вершин первого колеса с линией зацепления и называется точкой конца зацепления.2 На основной окружности откладываем 8 равных отрезков, проведя из центра колеса 9 лучей с интервалом в 5°. 4 На первой касательной откладываем расстояние от первой точки до второй, на второй касательной - от первой точки до третьей и т.д. 5 Получившееся количество точек соединяем кривой Безье, получается эвольвента.Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводится как огибающая ряда положений исходного контура реечного инструмента в станочном зацеплении. От делительной окружности (с учетом знака) откладывается расчетное смещение и проводится делительная прямая исходного производящего контура реечного инструмента. На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проводятся прямые граничных точек, а на расстоянии - прямая вершин и впадин; станочно-начальная прямая Q-Q проводится касательной к делительной окружности в точке Р0 (полюс станочного зацепления). Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы, равные .2.3), - коэффициент перекрытия полученный построением, - линия зацепления, мм (с чертежа).Произведен расчет эвольвентного зубчатого зацепления, выбран коэффициент смещения , удовлетворяющий качественным показателям передачи и обеспечивающий отсутствие подреза и заострения.3. передаточное отношение планетарного редуктора (передаточное отношение идет от колеса к водилу); (если не дано, то исходные данные для расчета) 2.2 Постановка задачи: Необходимо подобрать числа зубьев колес планетарного редуктора, удовлетворяющие всем условиям, накладываемым на многосателлитные планетарные редукторы.(Рассматриваемые ниже условия диктуются наличием нескольких сателлитов) Условие сносности входного и выходного валов механизма, т.е. межосевое расстояние первой передачи должно быть равно межосевому расстоянию второй передачи . Математически это условие может быть записано так: , где К - число сателлитов, Р - целое число полных оборотов водила, N - любое отвлеченное целое число.При подборе чисел зубьев учитываем ограничения накладываемые отсутствием подреза: Ограничения, накладываемые условием сборки - кратно 3. Схема механизма: Если требуется произвести расчет передаточного отношения!!!Расчет радиусов колес планетарного редуктора: , где - радиус іого колеса редуктора, - модуль. мм мм На схеме редуктора отмечаются характерные точ

Оглавление

Введение

Краткое описание работы основного механизма (название)

Исходные данные для расчета

1. ЛИСТ 1: Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

1.1 Исходные данные

1.2 Постановка задачи

1.3 Алгоритм расчета эвольвентной передачи

1.4 Результаты расчета зубчатой передачи

1.5 Выбор коэффициента смещения

1.6 Построение проектируемой зубчатой передачи

1.7 Построение эвольвенты

1.8 Станочное зацепление

1.9 Графическое определение коэффициента перекрытия

1.10 Выводы

2. ЛИСТ 2: Синтез планетарного редуктора

2.1 Исходные данные: 2.2 Постановка задачи: 2.3 Основные условия проектирования многосателлитного планетарного редуктора

2.4 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора

2.5 Графическая проверка передаточного отношения

2.6 Выводы

3. ЛИСТ 3: Динамическое исследование основного механизма

3.1 Исходные данные

3.2 Постановка задачи: 3.3 Проектирование кривошипно-ползунного механизма

3.3.1 Порядок расчета

3.3.2 Синтез механизма и результаты расчета

3.4.Силы и моменты, действующие на звенья механизма

3.5 Определение параметров динамической модели

3.5.1 Определение суммарного приведенного момента

3.5.2 Определение суммарного приведенного момента инерции

3.6 Определение передаточных функций

3.6.1 Определение

3.6.2 Определение

3.6.3 Определение

3.6.4 Определение передаточных функций

3.7. Построение графика приведенного момента27

3.8 Построение приведенного момента инерции второй группы звеньев

3.9 Построение приближенного графика

3.10 Расчет маховика

3.10.1 Определение необходимого момент маховых масс

3.10.2 Определение момента инерции дополнительной маховой массы

3.11 Определение закона движения начального звена механизма

3.12.Выводы

4. ЛИСТ 4: Синтез кулачкового механизма

4.1.Исходные данные и постановка задачи

4.2 Построение кинематических диаграмм

4.3 Построение вспомогательной диаграммы

4.4 Профилирование кулачка

4.5 Проверка передаточных функций

4.6 Выводы

Список литературы

Краткое описание работы основного механизма (название)

Двигатель мотоцикла является четырехтактным двухцилиндровым двигателем внутреннего сгорания. Основным механизмом двигателя является кривошипно-ползунный механизм. Коленчатый вал 1 с маховиком 13 расположен параллельно продольной оси мотоцикла. Коленчатый вал соединен с остальными механизмами мотоцикла муфтой сцепления.

В зависимости от положения муфты сцепления коленчатый вал двигателя может быть соединен с остальными механизмами мотоцикла или полностью отключен от них.

С кривошипами OA и OD коленчатого вала, расположенными под углом 180°, соединены шатуны 2 и 4. При таком устройстве поршни 3 и 5 всегда двигаются в противоположных направлениях. Рабочий цикл в каждом цилиндре двигателя совершается за два оборота коленчатого вала.

Чередование процессов, протекающих в левом и правом цилиндрах 6 и 6"? происходит следующим образом: Первый оборот коленчатого вала Второй оборот коленчатого вала

Левый цилиндр Всасывание Сжатие Расширение Выпуск

Правый цилиндр Расширение Выпуск Всасывание Сжатие

Различают два режима работы двигателя: 1) при холостом ходе, когда муфта сцепления выключена и коленчатый вал 1 отключен от остальных механизмов мотоцикла и 2) при номинальной нагрузке (во время движения мотоцикла), когда муфта сцепления соединяет коленчатый вал 1 с остальными механизмами мотоцикла. Индикаторные диаграммы для левого и правого цилиндров при номинальной нагрузке и холостом ходе представлены на рис. 16 - 2 а и б.

Механизм газораспределения состоит из 4х кулачков 8 (рис. 16 - 1) закрепленных на распределительном валу 7, и толкателей 9, воздействующих на впускные (или выпускные) клапаны 12. Кулачковый механизм должен обеспечить заданный закон движения толкателя.

Вращение распределительному валу 7 передается от коленчатого вала 1 парой зубчатых колес 10 и 11 (с косым зубом), передаточное отношение которой i10-11=?10/?11=2

Изменение скоростей движения мотоцикла производится с помощью коробки передач. Схема планетарного редуктора коробки передач приведена на рис. 16 - 4.

При проектировании и исследовании механизмов мотоцикла считать известными параметры, приведенные в таблице 16 - 1.

Исходные данные для расчета

Таблица 1.

Наименование параметра Обозначение Размерность Числовые значения

1.Средняя скорость порня (VB)ср; (VF)ср; м/сек 12.8

2. Отношение длины шатуна к длине кривошипа LAB/LOA; -LDF/LOA ___ 3.7

3.Отношение расстояния от точки A до центра тяжести S2 шатуна к общей длине шатуна LAS2/LAB; -LDS4/LDF ___ 0.32

4.Диаметр цилиндра d м 0.082

5.Число оборотов коленчатого вала при номинальной нагрузке n1ном об\мин 4100

6. Число оборотов коленчатого вала при холостом ходе n1хол об\мин 1250

7. Максимальное давление в цилиндре двигателя при номинальной нагрузке (pmax)ном КГ\см2 26

8. Максимально давление в цилиндре двигателя при холостом ходе (pmax)хол КГ\см2 9.8

9.Вес шатуна G2 КГ 0.38

10. Вес поршня G3 КГ 0.40

11.Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через I2S КГМСЕК2 0.00025

12.Момент инерции коленчатого вала (без маховика) I’10 КГМСЕК2 0.0009

13. Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала при холостом ходе двигателя ?xx ___ 1/16

14. Угловая координата кривошипа для силового расчета ?1 град. 30

15. Эффективная мощность двигателя при номинальной нагрузке Ne Ном Л. С. 24.13

16. Механический к.п.д. двигателя ___ 0.83

17.Приведенные к коленчатому валу момент инерции трансмиссии (системы механизмов, включенных между коленчатым валом и ведущим колесом) и момент инерции ведущего колеса мотоцикла -Іпр0 КГМСЕК2 0.030

18. Ход толкателя кулачкового механизма h м 0.009

19. Максимально допустимы угол давления в кулачковом механизме ?ДОП град. 28

20.Угол рабочего профиля кулачка выпускного клапана ?раб град. 130

21. Угол рабочего профиля кулачка впускного клапана ?"раб град. 130

22. Отношение величин ускорения толкателя ?=a1/a2 ____ 1.9

23. Модуль зубчатых колес 1 и 2 m мм 4.25

24. Сумма чисел зубьев колес 1 и 2 zc ____ 39

25. Угол наклона зуба для колес 1 и 2 ? град. 32

26.Передаточное отношение планетарного редуктора i1B ____ 3.1

27Число сателлитов в планетарном редукторе K ____ 3

28. Параметры исходного контура реечного инструмента ?0 ?и ?с град. 20 1 0.25

Таблица 2.

Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального давления в зависимости от положения поршня.

Путь поршня (в долях хода ) 00,0250,050,10,20,3

Номинальный режим Всасывание 0.0080-0.008-0.008-0.008-0.008

Сжатие 0.290 0.230 0.200 0.157 -0.097 0.064

Расширение 0.29 1.00 0.90 0.71 0.50 0.36

Выхлоп 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008

Холостой ход Всасывание 0.020-0.02-0.02-0.02-0.02

Сжатие 0.57 0.48 0.41 0.30 0.18 0.12

Расширение 0.57 1.0 0.85 0.66 0.43 0.31

Выхлоп 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02

Путь поршня (в долях хода ) 0,40, 50,60,70,80,91,0

Номинальный режим Всасывание -0.008-0.008-0.008-0.008-0.008-0.008-0.008

Сжатие 0.043 0.029 0.014 0.007 0 -0.004 -0.008

Расширение 0.29 0.24 0.19 0.165 0.135 0.115 0.05

Выхлоп 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008 0.008 0.05

Холостой ход Всасывание -0.02-0.02-0.02-0.02-0.02-0.02-0.02

Сжатие 0.083 0.053 0.028 0.008 -0.010 -0.019 -0.02

Расширение 0.23 0.18 0.14 0.115 0.095 0.066 0.03

Выхлоп 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03

Рис. 1 Схема основного механизма

Рис. 2 Индикаторные диаграммы двигателя а. при номинальной нагрузке, б. при холостом ходе.

1. Произведен расчет эвольвентного зубчатого зацепления, выбран коэффициент смещения , удовлетворяющий качественным показателям передачи и обеспечивающий отсутствие подреза и заострения.

2. Построено эвольвентное зацепление. Произведено графическое определение коэффициента перекрытия , погрешность .

3. Построено станочное зацепление. Получен профиль зуба методом огибания.