Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания (стр. 4 из 5)

2.8.1 Определение сил и моментов, действующих на звенья механизма:

Силы, действующие на поршень, определяются с помощью индикаторной диаграммы:

Р_В4=-50000 Па, S_п=p´r²=3,14´(0,120 м/2)²=3,14´0,004 м²=0,011 м², тогда F_В=Р_В4´S_п=

=-50000 Па´0,011 м²=-550 Н;

Р_D4=300000 Па, S_п=p´r²=3,14´(0,120 м/2)²=3,14´0,004 м²=0,011 м², тогда F_D=Р_В4´S_п=

=300000 Па´0,011 м²=3300 Н;

Силы инерции:

, таким образом

F_И2=-2,8 кг´2340 м/с²=-6552 Н;

F_И3=-3,0 кг´1800 м/с²=-5400 Н;

F_И4=-2,8 кг´2160 м/с²=-6048 Н;

F_И5=-3,0 кг´1044 м/с²=-3132 Н;

Моменты вычисляются по формуле:

, где , тогда

Н´м, аналогично , , Н´м.

Силовой расчёт ведут с группы, наиболее удалённой от ведущего звена, механизм рассматриваем в четвёртом положении.

2.8.2 Анализ присоединённых групп Ассура.

Выделяем группы Ассура, состоящие из второго и третьего, четвёртого и пятого звеньев, прикладываем все силы, действующие на звенья, а также все моменты инерции и моменты этих сил. Взамен отброшенных связей прикладываем реакции. Реакцию во вращательной паре раскладываем на нормальную (вдоль звена) и тангенциальную (перпендикулярно звену) составляющие. Выбираем масштабный коэффициент m_с.г.=0,0035 м/мм.

2.8.2.1 Группа 3-2.

Условие равновесия системы:

Определение реакций:

, откуда

, где h₁ определяем из чертежа, m_с.г.=0,0035 м/мм

[h₁]=26 мм, тогда h₁=[h₁]´ m_с.г.=26´0,0035=0,091 м

Н.

2.8.2.2 Группа 5-4.

Условие равновесия системы:

Определение реакций:

, откуда

, где [h₂]=41 мм, тогда h₂=[h₂]´ m_с.г.=41´0,0035=0,1435 м

Н.

Строим планы сил с масштабным коэффициентом m_с.а.1=100 Н/мм и m_с.а.2=70 Н/мм и из него находим:

[R₁₂ⁿ]=113 мм - R₁₂ⁿ=[R₁₂ⁿ]´ m_с.а.1=113´100=11300 Н; [R₁₂^t]=3726,5/100=37,265 мм

[R₆₃]=11 мм – R₆₃=[R₆₃]´ m_с.а.1=11´100=1100 Н; [R₁₄^t]=4844,395/70=69,266 мм

[R₁₄ⁿ]=38,5 мм - R₁₄ⁿ=[R₁₄ⁿ]´ m_с.а.2=38,5´70=2695 Н;

[R₆₅]=8 мм – R₆₅=[R₆₅]´ m_с.а.2=8´70=560 Н;

[R₁₂]=109 мм – R₁₂=[R₁₂]´ m_с.а.1=109´100=10900 Н;

[R₁₄]=87 мм – R₁₄=[R₁₄]´ m_с.а.2=87´70=6090 Н.

2.8.3 Силовой анализ механизма 1^-го класса.

Строим положение кривошипа с масштабным коэффициентом m₁=0,001 м/мм и к точкам А и С прикладываем реакции

и , равные по величине, но противоположные по направлению и .

,

На звено 1 также действует момент сил инерции:

, где угловое ускорение рассчитывается по формуле:

, а e_j=[e_j]´m_e=22 мм´0,255 с^-1/мм=5,61 с^-1, тогда

e₁=5,61´209,03=1172,648 рад/с².

кг´м2, тогда

Н´м.

Также к звену приложен уравновешивающий момент М_у. Для определения, которого составим уравнение моментов относительно точки О.

[h₄₁]=6 мм – h₄₁=[h₄₁]´ m₁=6´0,001=0,006 м.

[h₂₁]=14 мм – h₂₁=[h₂₁]´ m₁=14´0,001=0,014 м.

Н´м.

2.9 Проверка уравновешивающего момента методом рычага Жуковского.

Суть метода заключается в том, что сумма моментов всех сил, действующих на механизм, включая и силы инерции, перенесённые параллельно себе в одноимённые точки повёрнутого на 90° плана скоростей, относительно полюса Р_v равна нулю. План скоростей рассматривается как жёсткий рычаг.

План скоростей для четвёртого положения поворачиваем на 90° по направлению угловой скорости w₁, и прикладываем все силы. Моменты инерции приводим к паре сил.

[h₁]=12 мм; [h₂]=13 мм; [h₃]=8 мм; [h₄]=33 мм; [h_FИ2]=14 мм; [h_FИ4]=16 мм;

[ob]=34 мм; [od]=47 мм; [ao]=47 мм;

Составим уравнение моментов относительно полюса:

:

, откуда

3. Проектирование зубчатой передачи.

3.1 Синтез зубчатой передачи.

3.1.1 Алгоритм расчёта

Параметры инструмента, зависящие от угла наклона зубьев b.

.

1). Радиусы делительных окружностей:

2). Радиусы основных окружностей:

Расчётные коэффициенты смещения х₁ и х₂ для рассчитываемой передачи должны прежде всего обеспечивать отсутствие подреза (х_min) и заострения зубьев (х_max), а также гарантировать минимально допустимую величину коэффициента перекрытия. Следовательно, должно соблюдаться условие х_tmin<x_1,2<x_max.

3). Минимальное число зубьев на нулевом колесе, которое можно нарезать без подреза:

4). Минимальные коэффициенты смещения:

Максимальный коэффициенты смещения не может быть определён непосредственно, отсутствие заострения может быть выявлено после подсчёта толщины зуба по окружности вершин и удовлетворено при условии:

.

5). Выбор коэффициента смещения:

Коэффициент смещения х₂ выбирается по ГОСТ-18532-83.

6). Угол зацепления передачи:

Решается с помощью подпрограммы RIMT

7). Коэффициент воспринимаемого смещения:

8). Коэффициент уравнительного смещения:

9). Радиусы делительных окружностей:

10). Межосевое расстояние передачи:

11). Радиусы окружностей вершин:

12). Радиусы окружностей вершин:

13). Высота зубьев колёс:

14). Толщина зубьев по дугам делительных окружностей:

15). Углы профиля на окружностях вершин зубьев колёс: