Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания автономной электроустановки

Белорусский Национальный Технический Университет

 

 

 

 

Кафедра “Теория  механизмов и машин”

 

 

 

К у р с о в о й     п р о е к т

 

 

На тему: “ Проектирование и исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания автономной электроустановки ”

 

 

 

 

Разработал:                  Терентьев А.В.

                                      115129 учебная группа

 

Руководитель:             Акулич В.К.

 

 

 

 

 

Минск 2011 

1.Описание работы машины. Исходные  данные для проектирования

 

 

 

Рис. 1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 1

Углы поворота кривошипа	00                         1000                   1800                  2400                3600
Рычажный механизм двигателя	Движение поршня влево			Движение поршня вправо
	Сгорание (cz) и расширение (zb)	Выхлоп и продувка (bda)				Сжатие  (ac)
Кулачковый механизм	Ближнее стояние (jб.с.)	jy=700	jд.с=100		jb = 600	Ближнее стояние (jб.с.)

Вар.	LAB, м	VВср, м/с	n1, об/мин	, МПа	Iэ, Кг * м2	nэ, об/мин	h, м	K
2	0,21	7,0	2100	14,5	0,01	8610	0,08	4

 

 

 

 

 

На рис.1 изображены:

Двухтактный двигатель внутреннего  сгорания приводит в движение электрогенератор, вырабатывающий электрический ток.

Кривошипно-ползунный механизм двигателя, состоящий из кривошипа  – 1, шатуна – 2 и ползуна (поршня) – 3,осуществляет преобразование возвратно-поступательного  движения поршня во вращательное движение кривошипного (коленчатого) вала. Рабочий  цикл в цилиндре двигателя совершается  за один оборот кривошипа. Изменение  давления в цилиндре в зависимости  от положения поршня показано на индикаторной диаграмме.

Кулачковый механизм осуществляет управление выхлопным клапаном, через  который происходит очистка цилиндра от продуктов сгорания топлива. Движение от кривошипа на вал электрогенератора передаётся через повышающий планетарный механизм.

Исходные данные: l_AB – длина шатуна, V_{В ср} – средняя скорость поршня за один оборот кривошипа, n₁–частота вращения кривошипа, Рmax – максимальное давление в цилиндре, I_э – момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу электрогенератора,n_э–частота вращения вала электрогенератора,h–ход толкателя в кулачковом механизме,k–число сателлитов в планетарном механизме, индикаторная диаграмма, закон движения толкателя, циклограмма механизмов.

2. Динамический  синтез и анализа машины в  установившемся движении. 

2.1 Задачи  динамического синтеза и анализа  машины. 

Динамический синтез машины по коэффициенту неравномерности движения δ состоит в определении такой  величины постоянной составляющей приведенного момента инерции I_п^I при которой колебание скорости звена приведения не выходят за пределы, устанавливаемые этим коэффициентом. Обычно это достигается установкой дополнительной вращающейся массы, выполняемой в виде маховика. Динамический анализ машины состоит в определении законов движения в виде: ω₁(φ₁) и ε₁(φ₂) при полученном значении I_п^I.

Блок-схема машинного  агрегата показана на рис.2.

Рис. 2

          2.2 Определение размеров, масс и моментов инерции звеньев рычажного механизмов.

            H=

            l₁= L_OA = == 0,05(м)

L_AS2 = 0,35*0,21=0,0735 (м)

Диаметр поршня:

d_п=1,5* L_OA=1,5*0,05=0,075 (м)

Масса звеньев:

m₂=q* L_AB=10*0,21=2,1 (кг)

m₃=0,5* m₂=0,5* 2,1=1,05 (кг)

m₁=2* m₂=2* 2,1=4,2 (кг)

Силы тяжести звеньев:

G₁= m₁*g=4,2*9,81=41,202 (Н)

G₂= m₂*g=2,1*9,81=20,601(Н)

G₃= m₃*g=1,05*9,81=10,301 (Н)

Моменты инерции звеньев:

I_S1=0,3* m_1* L_OA²=0,3*4,2*0,05²=0,00315(кг*м²)

I_S2=0,17* m_2* L_AB²=0,17*2,1*0,21²=0,01574 (кг*м²)

Приведенный момент инерции  вращающихся звеньев (без маховика):

 

 

        Средняя угловая скорость:

 

 

Рис. 3

Обобщенная координата механизма  в крайнем наиболее удаленном положении поршня (рис.3) равна φ₀= 0⁰

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.3 Структурный  анализ рычажного механизма.

Рис.4

 

         Число подвижных звеньев n = 3

Число низших кинематических пар P_Н=4, в том числе:

- вращательные: O(0,1); А(1,2); В(2,3);

- поступательная: В(0,3).

Число степеней свободы механизма:

W = 3*n - 2*P_Н - P_В = 3*3 - 2*4 - 0 = 1

     Механизм I класса               Структурная группа II класса, 2 порядка, 2 вида

Рис.5

Формула образования механизма:

I(0,1)→II(2,3)

Механизм II класса.

 

 

2.4. Определение  кинематических характеристик рычажного  механизма.

2.4.1. Построение  планов положений

Методом засечек строим 12 последовательных положений механизма, начиная с  крайнего положения 1, в котором ϕ₁=ϕ₀.

Масштабный коэффициент длин: µ_l=0,001

Чертежные размеры звеньев механизма:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4.2 Аналитический  метод

Расчетная схема изображена на рисунке 6

Рис.6

 

 

 

Рисунок 6- Расчетная схема

В результате получаем алгоритм определения  кинематических характеристик, согласно которым выполняем расчет для  положения i=2 (рисунок 7)

Рисунок 7- положение i=2 механизма

Рис.7

Обобщенная координата:

 

 

При вращении кривошипа против часовой  стрелки 

 

Y_B=0

.

Алгоритм вычислений, полученный на основании приведенного вывода, для вертикальных механизмов имеет  вид:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

*

 

=

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4.3. Графический метод

Выполняем расчет аналогов скоростей  для положения 2. Аналог скорости тачки  А.

 

Масштабный коэффициент:

 

Отрезок изображающий :

 

Для построения плана аналогов скоростей  используем векторные уравнения:

 

 

Где  ;

;

.

Из плана скоростей находим:

(ab)=45

(pb)=30

Точку на плане находим по свойству подобия:

 

 

 

 

 

 

 

Из плана находим передаточные функции:

 

 

 

 

 

Параметр	Единица измерения	Графический метод	Аналитический метод
	м	-0,03019	0,03
	-	-0,2077	0,214
	м	-0,0268	0,026
	м	0,02814	0,0295

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.5 Определение  движущих сил.

Методом засечек строим двенадцать последовательных положений механизма  начиная с крайнего положения 1 в  котором j₁=j₀=90⁰.

Масштабный коэффициент  μ_L= 0,001

Чертежные размеры звеньев:

 

 

 

Заданную диаграмму привязываем  к крайним положениям поршня и  находим давление в цилиндре (Р).

 

Где – ордината индикаторной диаграммы в миллиметрах

  - масштабный коэффициент

 

Силу, действующую на поршень 3 находим по формуле  , где - площадь поршня.

 

 

 

 

 

 

 

Результаты определения  Р и F₃ приведены в таблице 1.                                                                       

Таблица 1

№ положения		Р, Па	F3, Н
	74	2370000	-10400
	86	2750000	-12100
	22	704000	-3090
	11	352000	-1550
	5	160000	-704
	4	96000	-422
	0	0	0
	0	0	0
	0	0	0
	2	64000	-282
	10	320000	-1410
	41	1310000	-5760
	74	2370000	-10400

 

 

2.6 Динамическая  модель машины 

В движении входного звена исполнительного  рычажного механизма имеют место колебания угловой скорости, основными причинами которых являются:

1. несовпадение законов изменения сил сопротивления и движущих сил в каждый момент времени;
2. непостоянство приведенного момента инерции звеньев исполнительного и некоторых вспомогательных механизмов.

Чтобы учесть влияние названных  причин на закон движения входного звена исполнительного механизма, составляется упрощенная динамическая модель машинного агрегата и на ее основе - математическая модель, устанавливающая функциональную взаимосвязь исследуемых параметров.

-Наиболее простой динамической  моделью машинного агрегата может  быть одномассовая модель, представленная на рис. 8.

Рис.8

В качестве такой модели рассматривается  условное вращающееся звено - звено приведения, которое имеет момент инерции I_П относительно оси вращения (приведенный момент инерции) и находится под действием момента сил М_п (приведенного момента сил). В свою очередь М_п = М_П^Д + М_П^С, где - приведенный момент движущих сил; М_п - приведенный момент сил сопротивления. Кроме того, I_П = I_П^I + I_П^II, где I_П^I - постоянная составляющая приведенного момента инерции; I_П^II - переменная составляющая приведенного момента инерции. В величину I_П^I входят собственный момент инерции кривошипа (I₀), приведенные моменты инерции ротора электродвигателя и передаточного механизма (I_{Р ДВ}^П, I_{ПЕР М}^П), а также момент инерции I_М добавочной массы

(маховика), причем необходимость  установки маховика определяется на основании заданной степени неравномерности движения звена приведения.

Динамические характеристики М_п и I_П должны быть такими, чтобы закон вращения звена приведения был таким же, как и у главного вала машины (кривошипа 1 основного исполнительного рычажного механизма), т.е. j_п = j₁, ω_п = ω₁, ε_п = ε₁.

 

2.7Определение  приведенных моментов сил

Приведенный момент движущих сил определяется из равенства мощностей, согласно которому мощность момента   равна сумме мощностей от движущей силы F₃ и сил тяжести звеньев:

 

Откуда:

 

=-1, т.к. механизм вращается по часовой стрелке.

Приведенный момент сил сопротивления принимается постоянным и определяется из условия, что за цикл установившегося движения машины изменение кинетической энергии равно нулю.