Синтез и анализ механизма двигателя внутреннего сгорания и коробки передач автомобиля

     Передаточное  отношение планетарной передачи:

.

     На  данном этапе проектирования необходимо подобрать необходимые числа  зубьев для заданной схемы редуктора.

      Зависимости между угловыми скоростями звеньев  определяются формулой Виллиса: 
 

где ,, w_h — угловые скорости соответственно центральных колес a и b и водила h;

  — передаточное  число от входного  колеса a к выходному колесу b при остановленном водиле h.Передаточное число называется кинематическим параметром планетарного механизма: 

      На  основании последней формулы выполняют синтез чисел зубьев колес планетарной передачи. При этом должны быть соблюдены условия соосности, сборки и размещения. Условие соосности заключается в соблюдении осей центральных колес: 

        Условие сборки планетарного  механизма определяет возможность  установки нескольких сателлитов. Например, в автомобильных коробках  передач наиболее часто используют  три или четыре сателлита: 

где Kc – число сателлитов;

n – любоецелое число.

      Условие соседства заключается в обеспечении зазоров между сателлитами (или между сателлитами и центральными колесами в случае использования планетарных механизмов с парными сателлитами): 
 
 
 
 

      Нахождение  чисел зубьев всех колес проведём путём выполнения всех выше указанных  условий с помощью ЭВМ. Код программы см. прил.В.

Результаты  программыпредставлены ниже:

      Z = 24    36    96

             28    42   112

             32    48   128

             36    54   144

             40    60   160

             44    66   176,

где в первом, втором и третьем столбцах расположенные числа зубьев z₁,z₂ иz₃ соответственно.

     Из  всех найденных значений выбираем строку с такими числами зубьев, которые будут обеспечивать минимальный габарит: z₁=24;    z₂=36;    z₃=96.

     Передаточное  отношение планетарной передачи:

      , 

      Определим передаточные числа механизма вручную: 
 
 
 
 

(1+2*1.5)=4, 

24+72=96, 
 

0.866>0.633, 

; 

      6.2 Проектирование эвольвентного зубчатого зацепления

     Расчёты для рядной пары, числа зубьев колёс  которых равны Z₄=13, Z₅=26, произведём согласно формул из таблицы 3. Выбираем модуль m=4. Определяем коэффициенты смещения, обеспечивающие полученные заданные эксплуатационные характеристики. Они определяются из условия, что : 
 
 

      Таблица 3 – Формулы для определения  геометрических параметров зубчатых колес. 

 

     Примечание:h_a^*- коэффициент высоты головки зуба;с^*- коэффициент радиального зазора;(по ГОСТ 13755-81  h_a^*=1  с^*=0,25).

    Далее строим картину зацепления (Приложение Е). 
 
 

      7.Динамический анализ механизма 

      Динамическим  анализом называют исследование движения механизма под действием движущих сил. Основными задачами динамического  анализа является: определение закона движения механизма, находящегося под  действием прило-женных к звеньям сил. 

                                                  М_с

         

                                                          J_М

                                                        J₁

                    Рисунок 7.1 – Динамическая модель механизма 

Таблица 7.1 – Исходные данные для индикаторной диаграммы

 

Таблица 7.2 – Циклограмма двигателя

        

      Исходные  данные:

p_max=2,7МПа;

d=0,07м;

[δ]=0,06;

m_п =0,36кг;

m_ш=0,32кг;

J_кр=0,009кг˖м²;

J_Sш=0,002кг˖м²;

      Представив  кинетическую энергию механизма  как сумму кинетических энергий  всех его звеньев, можно составить  следующее выражение:

      J₁w₁² = åJ_iw_i² + åm_iv_i² , (7.1)

гдеw_i,v_i, m_i, J_i  — угловая и линейная скорость, масса и момент инерции i-го звена соответственно;

w₁ и J₁ — угловая скорость и момент инерции звена приведения, т.е. вращающегося звена, представляющего собой эквивалентную динамическую модель механизма.

     В качестве звена приведения обычно выбирается начальное звено.Из уравнения (4.1) определяется момент инерции J₁ звена приведения: 

 Строится  график зависимости от обобщенной координаты j₁(см.рис.7.2).

Рисунок 7.2 – Приведенный момент инерции

      На  основании динамической модели механизма (рис.7.1) составляется его математическая модель: 
 
 

где – приведенный момент модели: 
 
 
 
 

      Строится  индикаторная диаграмма двигателя (рис.7.3): 

        

      Рисунок 7.3 – Индикаторная диаграмма двигателя 

     Численные значения давления газов в цилиндрах1 и 2 определяются из индикаторной диаграммы в соответствии с циклограммой двигателя (рис.7.4):

       

     Рисунок 7.4 – График P=f(S) 

     

     Рисунок 7.5 - Ускорение модели

     Угловая скорость модели (рис.7.6) определяется по формуле: 

      Рисунок 7.6 – Угловая скорость модели

      Характеристикой неравномерности установившегося  движения является коэффициент неравномерности  движения механизма:

      d = (w_imax-w_imin) / w_iср,

где w_imax, w_imin, w_iср  — соответственно максимальная, минимальная и средняя угловые скорости звена приведения за цикл установившегося движения.

      Величина w_iср находится по формуле:

      w_iср= (w_imax + w_imin) / 2 .

      3.8542.

      На  данном этапе проектирования анализ закончен и ставится задача синтеза: обеспечить d=[d]=0,06. 

      8.Динамический синтез механизма 

      Для уменьшения коэффициента неравномерности  увеличивают приведенный момент инерции механизма, что может  быть достигнуто установкой дополнительной маховой массы — так называемого  маховика.