Состав двигателя внутреннего сгорания. Определение значений переменной силы давления газов на поршень. Расчет основных размеров колес и передачи. Построение картины зацепления. Проверка работоспособности зубчатой передачи. Расчет момента инерции маховика.
Аннотация к работе
В состав двигателя внутреннего сгорания (ДВС) входят такие механизмы как кривошипно-ползунный механизм двигателя, простая зубчатая передача и кулачковый механизм. Кривошипно-ползунный механизм применяется в ДВС, во-первых, потому, что принадлежит к семейству рычажных механизмов, которые имеют только низшие кинематические пары, более других приспособленные к восприятию значительных усилий, действующих в ДВС. Во-вторых, в этом механизме, преобразующем возвратно-поступательное движение ползуна (поршня) во вращательное движение кривошипа (коленчатого вала), используется минимум звеньев - 4 (включая стойку - корпус двигателя). При V-образной схеме расположения цилиндров они размещаются напротив друг друга под различным углом (от 1 до 180 градусов). В мотоциклах чаще встречаются 2 и 4 цилиндра, тогда как спортивные мотоциклы поставляются с 5 и 6 цилиндрами.К коленчатому валу приложен постоянный момент сопротивления М от механизма, который приводится в движение этим двигателем с помощью зубчатой передачи (на схеме не показана). Зависимость отношения давления газа в цилиндре двигателя к максимальному давлению (р/рмах) от перемещения поршня (индикаторная диаграмма) задана таблицей 1.1, где обозначено: ВМТ - верхняя мертвая точка поршня; НМТ - нижняя мертвая точка поршня (вид диаграммы показан на рис. Для построения скорости точки В проведем через точку о на плане скоростей прямую, параллельную направляющей, а через точку а - прямую, перпендикулярную шатуну АВ и обозначим точку их пересечения буквойb. Для определения значений силы F2 учтем, что поршень 5 отстает от поршня 3 на 2 положений. Для этого необходимо вычислить мощности всех сил (кроме момента М, приложенного к кривошипу) по формуле, изображаемой отрезком и замыкающей их - реакции в кинематической паре О: = 32•100 = 3200 H. Еще раз вычислим момент, приложенный к кривошипу, новое значение которого обозначим . Для этого повернем план скоростей на 90о и перенесем действующие силы с кинематической схемы механизма в одноименные точки повернутого плана скоростей («рычага Жуковского»), а также силы инерции звеньев. Моменты при переносе на рычаг Жуковского приходится пересчитывать: 111,16• = 29548,86 Нмм, 111,16 = 24624,05 НммСпроектировать прямозубую передачу с цилиндрическими колесами и эвольвентными зубьями.Проведем линию центров О1О2 , отложив межосевое расстояние aw, и построим по 4 окружности для каждого колеса: делительные, основные, головок (выступов) и ножек (впадин). б) поделим отрезок N1P на 4 равные части и, поставив иголку циркуля в точку 3, перенесем точку Р на основную окружность которую обозначим Р’; Для построения первой точки профиля необходимо из точки 1’ провести перпендикулярно радиусу О11’ касательную к основной окружности в сторону точки Р’, и отложить на ней расстояние 1Р. Из точки 3’ - 3Р… Таким образом строят профиль зуба до точки Р. д) для продолжения построения профиля продолжим деление основной окружности и линии зацепления за точку N1 и останавливаемся после пересечения профилем окружности головок; е) для построения другой стороны профиля зуба по делительной окружности откладывается половина толщины зуба по делительной окружности S/2 (умноженная на масштаб) и через полученную точку и центр колеса проводится ось симметрии зуба, с помощью которой строятся точки другой стороны зуба;Построить профиль кулачка для кулачкового механизма для заданного закона движения толкателя s = Si = 4H ()3 , при 0 ? ? ? ; Si = H - 4H (1 - )3 при ? ? ? ?уд Характеристика механизма: плоский, с вращающимся кулачком, поступательно движущимся толкателем, снабженным роликом. Для проектирования используем программу «Кулачок» в качестве системы автоматизированного проектирования. Выполним расчет для произвольного значения минимального радиуса кулачка, например r =0,01 м.Характер изменения ускорения(рис. Для этого для угла подъема на листе проведем горизонтальную ось s’ в сторону движения точек кулачка, находящихся в контакте с толкателем, и вертикальную осьs.Определены размеры маховика, обеспечивающего заданный уровень неравномерности движения машины. Полученные данные позволяют выбрать вид, тип и марку подшипников пользуясь справочником. Вычислены основные размеры прямозубой передачи с цилиндрическими колесами и сделан ее чертеж, на основании чего можно составить техническое задание для нарезания зубьев.
План
План сил состоит из 3-х сил: , изображаемой отрезком
Введение
Характеристика механизма: простая плоская передача, имеет высшую кинематическую пару 2-города, предназначена для изменения угловой скорости и вращающего момента.
Расчет основных размеров колес и передачи.
Радиусы делительных окружностей
Минимальное смещение
0,2353
Спроектируем равносмещенную передачу: - 0,2353
3. Радиусы основных окружностей
0,93969 = 24,432 мм, 0,93969 = 50,7434 мм.
4. Шаг по делительной окружности
5. Толщина зубьев по делительным окружностям
6. Угол зацепления
.
Межосевое расстояние
Радиусы окружностей впадин (ножек)
26 4(0,2353-1,25) 21,9411765 мм, 54 4(-0,2353-1,25) = 48,0588235 мм.
= 80 - 48,0588235 - 0,25 •4 =30,94117670 мм, = 80 - 21,9411765 - 0,25 • 4 = 57,05882353 мм.
10. Модуль передаточного отношения (передаточное число)
11. Сдвиг инструментальной рейки
4•0,2353 = 0,9411764 мм, 4•(-0,2353) = -0,9411764 мм.
Построение картины зацепления. Масштаб чертежа выбирается таким, чтобы модуль зубьев изображался отрезком 20 - 25 мм: 5:1
Проведем линию центров О1О2 , отложив межосевое расстояние aw, и построим по 4 окружности для каждого колеса: делительные, основные, головок (выступов) и ножек (впадин). Для контроля точности построения учтем, что зазоры между окружностями головок и ножек должны составлять 0,25m. Размер D, показанный на чертеже, получается умножением этого зазора на масштаб.
Проведем общую касательную N1N2 к основным окружностям - теоретическаялиния зацепления. Для точного построения точек N1, N2 необходимо из центров колес О1, О2 опустить перпендикуляры на касательную. Точки пересечения касательной с окружностями головок А1, А2 ограничивают практическую линию зацепления, которую необходимо провести основной (жирной) линией. Точка ее пересечения Р с линией центров О1О2 - полюс зацепления.
Из точки Р проводим перпендикуляр к линии центров О1О2 и измеряем угол зацепленияа, который при правильном построении не должен отличаться от вычисленного значения a.
Порядок построения зубьев: а) для первого колеса строятся 4 окружности (рис. 3.1). Затем необходимо провести касательную к основной окружности и уточнить положение точки касания N1 с помощью перпендикуляра, опущенного из центра, как это делалось на чертеже;
б) поделим отрезок N1P на 4 равные части и, поставив иголку циркуля в точку 3, перенесем точку Р на основную окружность которую обозначим Р’;
в) поделим половинным делением дугу N1Р’ на равные части длиной 15 - 20 мм точками 1’, 2’, 3’…от точки Р’(рис. 3.1). На столько же частей делится отрезок PN1 точками 1, 2, 3,… от точки Р;
г) точка Р’является нулевой точкой профиля зуба. Для построения первой точки профиля необходимо из точки 1’ провести перпендикулярно радиусу О11’ касательную к основной окружности в сторону точки Р’, и отложить на ней расстояние 1Р. Аналогично из точки 2’ проводится касательная, на которой откладывается расстояние 2Р, давая вторую точку профиля. Из точки 3’ - 3Р… Таким образом строят профиль зуба до точки Р. д) для продолжения построения профиля продолжим деление основной окружности и линии зацепления за точку N1 и останавливаемся после пересечения профилем окружности головок;
е) для построения другой стороны профиля зуба по делительной окружности откладывается половина толщины зуба по делительной окружности S/2 (умноженная на масштаб) и через полученную точку и центр колеса проводится ось симметрии зуба, с помощью которой строятся точки другой стороны зуба;
ж) профиль зуба сопрягают с окружностью ножек дугой окружности радиуса 0,2m = 0,8 мм. Радиус r’ на рис. 3.1 получается умножением этого размера на масштаб;
з) если радиус окружности ножек меньше радиуса основной окружности, то профиль зуба внутри основной окружности строят по радиусу этой окружности (см. рис. 3.1).
Таким же образом строится зуб второго колеса.
Сначала на чертеже построим по одному зубу каждого колеса, соприкасающихся в точке Р. Затем по делительным окружностям (в масштабе чертежа) откладываются расстояния, равные шагу по делительным окружностям pm, и строим еще по одному зубу с обеих сторон. В пределах линии А1А2 зубья колес соприкасаются.
6. Точки В1, В2, ограничивающие рабочие поверхности зубьев, (см. чертеж к 3-му листу «Картина зацепления») получаются переносом точек А1, А2 циркулем дугами окружностей с центрами О1, О2. Начиная с этих точек профили зубьев штрихуем до вершин.
Рисунок 3.1 - Построение профиля зуба
Проверка работоспособности передачи.
Толщина зубьев по окружностям головок (проверка на заострение).
По формулам:
Подставим значения: мм, = 2 • 30,94 0,5418773 ? 0,8мм, мм, = 2 • 57,06 2,9107264? 0,8 мм.
Зубья малого колеса заострены.
По картине зацепления. Проверка на заострение зубьев осуществляется непосредственным измерением толщин зубьев по окружностям головок (с учетом масштаба): 3,5 мм < 4 мм, 14 мм ? 4 мм.
Зубья малого колеса заострены.
Проверка на заклинивание зубьев (интерференция зубьев)
По формулам: , .
Подставим значения:
мм мм
Неравенства выполняются, значит, заклинивания зубьев нет.
По картине зацепления. Заклинивание (интерференция или наложение) зубьев проявляется на картине зацепления тем, что практическая линия зацепления А1А2 выходит за пределы теоретической линии зацепления N1N2. В нашем случае заклинивания нет.
По картине зацепления коэффициент перекрытия e равен отношению длины практической линии зацепления к шагу по ней (толщина зуба плюс ширина впадины): =1,5 >1.
Заключение. Вычислены основные размеры прямозубой передачи с цилиндрическими колесами и сделан ее чертеж, на основании чего можно составить задание для нарезания зубьев: диаметры заготовок: RГ1 = 30,94 мм, RГ2 = 57,06 мм;
сдвиги инструмента: mx1 = 0,9412 мм, mx2 = -0,9412 мм.
Проверена работоспособность передачи.
Вывод
Вычислена мощность ДВС. Определены размеры маховика, обеспечивающего заданный уровень неравномерности движения машины.
Вычислены усилия в кинематических парах. Полученные данные позволяют выбрать вид, тип и марку подшипников пользуясь справочником.
Вычислены основные размеры прямозубой передачи с цилиндрическими колесами и сделан ее чертеж, на основании чего можно составить техническое задание для нарезания зубьев. Проверено выполнение условий работоспособности передачи.
Построен практический профиль кулачка.
За не такую уж и длительную историю развития ДВС, были разработаны разные его модификации, отличающиеся различным исполнением и сложностью. Тем не менее, несмотря на все имеющиеся трудности в производстве и недостатки конструкции, V образный двигатель в настоящее время является одним из самых массовых вариантов ДВС.
Список литературы
1. Курсовое проектирование по ТММ./Под ред. А.С.Кореняко.- М.: ООО «Ме ДИАСТАР», 2006. - 329 с.
2. Матвеев, Ю.А. Теориямеханизмовимашин: учебное пособие / Ю.А. Матвеев, Матвеева Л.В. - М.: Альфа-М, 2011. - 320 с.
3. СМК. Учебно-методическая деятельность. Оформление курсовых и дипломных проектов (работ) технических специальностей. СТО ИРГТУ. 005-2009.