- •1. Структурный анализ механизма
- •2. Кинематическое и силовое исследование механизма.
- •2 .1 Планы положений механизма.
- •2.2 Определение линейных скоростей точек механизма.
- •2.3 Угловые скорости звеньев механизма
- •2.4 Определение ускорений точек механизма двигателя.
- •2.5 Определение угловых ускорений звеньев механизма.
- •3. Кинематическое исследование механизма двс
- •3.1 Определение избыточного давления р газов на поршень.
- •3.2 Определение сил инерции звеньев.
- •3.4.1 Pассмотрение равновесия двухповодковой группы
- •5. Синтез плоского кулачкового механизма.
- •5.2 Определение минимального радиуса кулачка.
- •5.3 Профилирование кулачка.
- •6. Список литературы.
3. Кинематическое исследование механизма двс
3.1 Определение избыточного давления р газов на поршень.
Избыточное давление Pi=hi∙μp∙A, где
hi – ординаты индикаторной диаграммы, измеренные от линии атмосферного давления по кривой измерения давления в цилиндре.
μp – масштаб индикаторной диаграммы.
А – площадь поперечного сечения цилиндра. Находим величину ординат индикаторной диаграммы hi , соответствующие i-тому положению кривошипа ОА.
Величина избыточного давления.
-
Положение механизма
Левый цилиндр
Правый цилиндр
4
Р=46200 Н
Р=0 Н
10
Р=0 Н
Р= 83500 Н
3.2 Определение сил инерции звеньев.
Результирующая сила инерции звеньев
Положение №4
Ри1=0
Ри2=m2∙μW(πs2’)=12∙8100=97 580 H
Ри3=m3∙ μW(πв’)=18∙5346=96 238 H
Ри4=m4∙ μW(πs4’)=5∙1260=64 846 H
Ри3= m5∙ μW(πf’)=18∙1290=233 280H
Положение №10
Ри1=0
Ри2=m2∙ μW(πs2’)=12∙7938=95 256 Н
Ри3=m3∙ μW(πв’)=18∙3078=55 404 Н
Ри3=m4∙ μW(πs4’)=5∙8748=43 740 Н
Ри3=m5∙ μW(πf’)=18∙12798=230 364 Н
Результирующие сил инерции проходит через полюсы инерции τ2 и τ4 шатунов, положение которых определяется отрезками.
3.3 Определение сил тяжести звеньев.
G1=0
G2=m2∙g= 117,6 H
G3=m3∙g=176,4 H
G4=m4∙g=49 H
G5=m5∙g=176,4 H
3.4 Определение давления в кинематических парах.
3.4.1 Pассмотрение равновесия двухповодковой группы
звеньев 4 и 5 (положение 4).
Действующие на группу силы:
Р5=161553 Н – давление газов на поршень F/
Gi – силы тяжести.
Pи – силы инерции.
- давление направляющих на ползун F и давление шатуна 2 на шатун 4.
Условие равновесия группы 4, 5.
R05 находится из уравнения моментов всех сил действующих на группу относительно точки С.
Положение №4 .
ΣМF=0
3.4.2 Равновесие двухповодковой группы 2,3 (положение №4)
3.4.3 Равновесие кривошипа (положение №4)
3.4.4 Проверка (положение №4)
3.4.5 Равновесие двухповодковой группы 2,3 (положение №10)
3.4.6 Равновесие кривошипа (положение №10)
Проверка проводится аналогично положению №4.
4. Синтез зубчатого привода.
а) Синтез рядовой зубчатой передачи: z1=15; z2=30; mI=3 мм; – исходные данные.
ξ1=0,908; ξ2=0,428; ψ=0,2
Сумма коэффициента смещения:
ξс=ξ1+ξ2=0, 908+0, 428=1,336
Сумма зубьев: zc=z1+z2=15+30=45
Коэффициентные отношения мелиценперенных расстояний:
a=ξс- ψ=1,336-0,2=1,136
Угол зацепления: 1000 ξc/zc=29,69; αW=26º35´
Радиусы делительных окружностей
Радиусы основных окружностей.
rв1=r1∙Cos α0=22,5∙Cos 20º=21,14 мм.
rв2=r2∙Cos α0=45∙Cos 20º=42,28 мм.
Радиусы начальных окружностей.
rW1=rв1(1+2а/zc)= 23,636 мм.
rW2=rв2(1+2а/zc)= 47,272 мм.
Межцентровое расстояние.
А=m(zc/2+a)=70,934 мм.
Радиусы окружностей впадин.
Глубина захода зубьев
Высота зуба.
Радиусы окружностей выступов
ra1=rf1+h=21,82+6,15=27,97 мм.
ra2=rf2+h=42,534+6,15=48,68 мм.
Шаг зацепления
P=π∙mI=3,14∙3=9,42 мм.
Толщина зуба
S1= P/2+2ξ1∙mI∙tg α0=9,42/2+2∙0.908∙3∙ tg 20°=6,69 мм.
S2= P/2+2ξ2∙mI∙tg α0=9,42/2+2∙0.428∙3∙ tg 20°=5,64 мм.
Вычислим коэффициент k
k=50/h=50/6,15=8,13=10 масштаб увеличиваем в 10 раз, тогда.
r1=183 мм. r2=366 мм.
rв1=172 мм. rв2=344 мм.
rW1=189 мм rW2=378 мм.
rf1=177 мм. rf2=346 мм.
ra1=227 мм. ra2=396 мм.
S1=54 мм. S2= 46 мм.
А=577 мм; hзак=44 мм; h=50 мм.
P=77 мм.
Вычислим коэффициенты относительного скольжения.
U21=z1/z2=0.5
U12=z2/ z1=2
λ1=1+U21-U21∙g/g-x =1+0.5-0.5·253/253-x
λ2=1+U12-U12∙g/x=1+2 -2·253/x
xi |
0 |
20 |
40 |
60 |
80 |
100 |
120 |
140 |
160 |
180 |
200 |
λ1 |
1 |
0,95 |
0,91 |
0,85 |
0,77 |
0,67 |
0,55 |
0,38 |
0,14 |
-0,23 |
-∞ |
λ2 |
-∞ |
-22,3 |
-9,65 |
-5,43 |
-3,33 |
-2,06 |
-1,22 |
-0,61 |
-0,16 |
0,19 |
1 |
С учетом коэффициента k.
xi |
0 |
80 |
100 |
120 |
140 |
160 |
180 |
λ1 |
1 |
15,4 |
13,4 |
11 |
7.6 |
2,8 |
-4,6 |
λ2 |
-∞ |
-66,6 |
-41,2 |
-24,4 |
-12,2 |
-3,26 |
3,8 |
б) Синтез соосного цилиндрического планетарного редуктора.
Z1:z2:z3:c= 1:0,31:1,62:0,87;
Масштаб.
μv=υA3,4/100=86,45/100=0,86 м/с∙мм
μn=n1/(KH)=2950/7=421 об/м∙мм.