Проектирование основного механизма.

Проектирование основного механизма при выбранной или заданной схеме (Рис.1) сводится к определению размеров звеньев, например LOA, LAB.

Для сложных машин, таких как двигатель внутреннего сгорания, задача не решается в рамках курса “Теория механизмов”, поэтому в задании на курсовой проект студентам предлагается методика расчета, связанная только с обеспечением таких важных кинематических параметров, как средняя скорость поршня, определяющих износ цилиндро - поршневой группы.

Если в задании на курсовой проект указывается частота вращения коленчатого вала двигателя –n1 (об/мин) и средняя скорость поршня VBср [ м/с ] за цикл, то необходимая длина кривошипа LOA[ м ] определяется по формуле

LOA = 15 ´ Vcp / n1;                ( 1)

где: коэффициент 15 =60 / 4 служит для пересчета времени из минут в секунды при учете пути поршня за цикл, равный четырем длинам кривошипа.

Длина шатуна LAB определяется по заданному соотношению [ LAB / LOA ]

LAB = LOA ´ [ LAB / LoA ];           (2)

Диаметр поршня D определяется по заданному соотношению [D / LOA], если оно не задано, можно ориентировочно принимать его в пределах 0,9  1,1.

Исходные данные для проектирования основного механизма двигателя приводятся в таблице, приведенной в тексте задания.

Таблица 4.1. Исходные данные расчета основного механизма.

¹	Исходный параметр Проектирования	А	Б	В	Г	Д	ед. изм.
		Вариант
1.	Средняя скорость поршня						м/с
2.	Отношение [D / H]
3.	Отношение [ LAB / LoA ]
4.	Отношение [ LAS / LAB ]
5.	×астота вращения кривошипа n						об/мин
6.	Максимальное давление в цилиндре Pmax						Па или Мпа
7.	Коэффициент неравномерности вращения кривошипа. d

В тексте задания также приводятся необходимые другие данные, такие как схема расположения цилиндров механизма, число цилиндров и т.п.

Масса поршня рассчитывается как объем цилиндра с днищем:

m3 = ( p ´ D ´ Lп ´ h + ( p ´ D ´ D ) / 4 ´ h ) ´ r; (3)

где Lп » D  - высота поршня;

h = 0,005  0,01 (м) толщина стенок поршня;

r - плотность материала: ×угун rч = 7,8 ´ 10  [кг/м ];

Алюминиевые сплавы rа = 2,7 ´ 10  [ кг/м ];

Массу шатуна m2 приближенно можно принять равной массе поршня, момент инерции шатуна относительно центра масс можно рассчитать по его длине:

Is = m2 ´[ L AB / 12 ] ;                          (4)

Выходные данные расчетов по проектированию механизма следует занести в таблицу 4.2:

Параметр	ед. Изм
Длина LoA	М
Длина LAB	М
Диаметр поршня D	М
Масса поршня m3	Кг
Масса поршня m2	Кг
Момент инерции шатуна Is	кг м

Примечание: Для компрессоров задается объемная производительность, по которой необходимая определяется частота вращения кривошипа (5) n .Проектирование механизма одноступенчатого компрессора проводится по заданной производительности ( объемному расходу газа при нормальных атмосферных условиях Vh [м /мин] ).

Диаметр поршня:

[ м ];             (5)

где: Vcp  - средняя скорость поршня (м/с);

i- число цилиндров;

 Для машины двойного действия необходимо при расчете по формуле 5 брать i=2.

Длина кривошипа:

 LoA = D ´ ( H / D ) / 2= H / 2 ;                        (6)

где: H / D = 1 - отношение хода поршня H к диаметру;

Длина шатуна:

LAB = LOA ´ [ LAB / LoA ] ;

Необходимая ч асто т а вращения кривошип ного в а ла компрессора:

n1 = 30 ´ Vcp / H [об/мин]          (7)

       5 . Выбор параметров зубчатой передачи с неподвижными осями и схемы планетарного редуктора.

Зубчатую передачу устанавливают при различии скоростей вращения кривошипа основного механизма и вала двигателя. При выбранной частоте вращения электродвигателя n дв  ( 750 ,1500 или 3000 об/мин) и  заданной средней частоты вращения кривошипа передаточное отношение редуктора определяется  по формуле

                                               U= n дв / n 1   .      (8)

       Передаточное отношение реализуется как правило выбором минимального количества зубьев шестерни Z₁ (по согласовании с консультантом) из следующего ряда:

       Z₁=10; 11; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18;19.

Число зубьев второго колеса определяют по формуле

 Z 2 = z 1 * U         (9)

Параметры исходного производящего контура инструмента выбирают по ГОСТ 13755-81:

 a=20°; h_a^*=1; С^*=0,25; P_f^*=0,38.

    По этим параметрам строят изображение инструмента и производят расчет зубчатого зацепления и колес с помощью ЭВМ.

Для некоторых специальностей рекомендуется упрощенное изображение зубчатого зацепления, полученного в ходе выполнения лабораторной работы. Рабочий чертеж зубчатого колеса и вала изображают в масштабе 1:1 с указанием материалов, термообработки и прочих технических условий изготовления.

   При разработке конструкции редуктора расчеты уточняются из условий контактной и изгибной прочностей. В приложении приведены справочные данные, небходимые для расчетов. Исходные данные выбирают по согласованию с консультантом. Рекомендемые передаточные отношения и схемы планетарных редукторов представлены в приложении. Более подробно проектирование зубчатых механизмов изложено в пособии [3].