Материал: Разработка механизмов двигателя внутреннего сгорания

Введение. Характеристика механизма: простая плоская передача, имеет высшую кинематическую пару 2-го рода, предназначена для изменения угловой скорости и вращающего момента.

Расчет основных размеров колес и передачи.

1. Радиусы делительных окружностей

1. Минимальное смещение

 0,2353

Спроектируем равносмещенную передачу:

 - 0,2353

3. Радиусы основных окружностей

0,93969 = 24,432 мм,

0,93969 = 50,7434 мм.

. Шаг по делительной окружности

. Толщина зубьев по делительным окружностям

. Угол зацепления

.

7. Межосевое расстояние

7. Радиусы окружностей впадин (ножек)

 26+4(0,2353-1,25) 21,9411765 мм,

 54+4(-0,2353-1,25) = 48,0588235 мм.

. Радиусы окружностей выступов (головок); радиусы заготовок

= 80 - 48,0588235 - 0,25 ∙4 =30,94117670 мм,

= 80 - 21,9411765 - 0,25 ∙ 4 = 57,05882353 мм.

. Модуль передаточного отношения (передаточное число)

. 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

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.

2. 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.

3. Из точки Р проводим перпендикуляр к линии центров О1О2 и измеряем угол зацепленияa, который при правильном построении не должен отличаться от вычисленного значения a.

4. 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 РN1 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.

5. 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 ∙ 30,940,5418773 ≥ 0,8мм,

мм, = 2 ∙ 57,062,9107264≥ 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.

Проверка на непрерывность зацепления.

По формуле коэффициент перекрытия равен

  = 1,5 > 1.

Неравенство выполняется, значит, непрерывность зацепления обеспечена.

По картине зацепления коэффициент перекрытия e равен отношению длины практической линии зацепления к шагу по ней (толщина зуба плюс ширина впадины):

 =1,5 >1.

Неравенство выполняется, значит, непрерывность зацепления обеспечена.

Результаты обеих проверок совпадают.

Передача работоспособна.

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.

. СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

Задание. Построить профиль кулачка для кулачкового механизма для заданного закона движения толкателя

 = Si = 4H ()3 , при 0 ≤ φ ≤  ; Si = H - 4H (1 - )3 при  ≤ φ ≤ φуд

Характеристика механизма: плоский, с вращающимся кулачком, поступательно движущимся толкателем, снабженным роликом.

Для проектирования используем программу «Кулачок» в качестве системы автоматизированного проектирования.

Исходные данные :

. Эксцентриситет е = 0 мм

. Угол подъема  = 100 о .

. Угол дальнего стояния = 0 о.

. Угол опускания: = 60 о.

. Максимальный угол давления для кулачковых механизмов с роликовым толкателем :  = 35 о.

6. Ход толкателя : Н = 17 мм = 0,017 м.

Рисунок 4.1 -Аналог ускорения толкателя

этап. Определение минимального радиуса кулачка.

Выполним расчет для произвольного значения минимального радиуса кулачка, например r =0,01 м.Характер изменения ускорения(рис. 4.1): линейный.

Для механизма 1-го типа с роликом:

1. Исключим φ из диаграмм (рис. 4.2). Для этого для угла подъема  на листе проведем горизонтальную ось s’ в сторону движения точек кулачка, находящихся в контакте с толкателем, и вертикальную осьs. Отложим вдоль этих осей значения , соответствующие каждому значению φ. Полученные точки соединим плавной линией. Аналогично сделаем для угла опускания.

Рисунок 4.2 -перемещение толкателя (ряд 1) и аналог скорости толкателя (ряд 2)

Масштабный коэффициент чертежа

где ymax- максимальная высота графика перемещения толкателя в мм.

2. Под углом  к вертикали проведем касательные к овалу.

Выберем положение оси кулачка в нижней точке пересечения О касательных с вертикальной осью s’. Измерим расстояние от нее до нижней точки овала А0. Вычислим минимальный радиус кулачка:

= 55 ∙ 0,0005 = 0,027 м = 27 мм.

. Введем найденное значение минимального радиуса кулачка и повторим расчет.

На диаграмме получим теоретический профиль кулачка. Приведем его к натуральному масштабу.

. Построение практического профиля кулачка.

Для механизма 1-го типа выберем радиус ролика из условий:

≤ 0,4 r,

R ≤ 0,8 ρmin,

гдеρmin- минимальный радиус кривизны теоретического профиля.

Примем R = 0,004 м.

Получим практический профиль кулачка

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

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.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Курсовое проектирование по ТММ./Под ред. А.С.Кореняко.- М.: ООО «Ме диаСтар», 2006. - 329 с.

. Матвеев, Ю.А. Теориямеханизмовимашин: учебное пособие / Ю.А. Матвеев, Матвеева Л.В. - М.: Альфа-М, 2011. - 320 с.

. СМК. Учебно-методическая деятельность. Оформление курсовых и дипломных проектов (работ) технических специальностей. СТО ИрГТУ. 005-2009.