Курсовая работа: Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания
⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Кафедра деталей машин и инженерной графики
Курсовому проекту по
Теории механизмов и машин
Тема: Проектирование и исследование механизма
двигателя внутреннего сгорания
2. Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма.
2.1 Определение степени подвижности и класса механизма.
2.2 Определение положений звеньев и перемещений поршня.
2.3 Определение скоростей точек и звеньев механизма.
2.4 Определение ускорений точек и звеньев механизма.
2.5 Построение годографов скоростей и ускорений центра масс шатуна.
2.6 Построение кинематических диаграмм.
3.1 Построение индикаторной диаграммы рабочего процесса двигателя.
3.2 Построение диаграммы сил действующих на поршень.
4. Результирующая сила инерции шатуна.
4.1 Результирующая сила инерции шатунов для положения холостого хода.
5. Силовое исследование механизмов.
5.1 Силовое исследование группы шатун – поршень для положения холостого хода.
5.2 Силовое исследование группы начального звена для положения холостого хода.
5.3 Определение уравновешивающей силы F у
способ рычага Н.Е. Жуковского.
5.4 Силовое исследование механизма двигателя для положения рабочего хода.
6. Смещённое зацепление зубчатой пары.
6.1 Выбор коэффициентов смещения исходного контура.
6.2 Расчёт основных геометрических параметров.
7. Построение эвольвентного смещенного зацепления цилиндрических колёс z 1
и z 2
и его
7.4 Угол торцового перекрытия и дуга зацепления.
7.5 Определение коэффициентов Еa торцового перекрытия.
7.7 Коэффициент Ã удельного давления.
7.9 Усилия, действующие в зацеплении.
8.1 Подбор числа зубьев колёс z 3
и z 4.
8.2 Определение основных размеров колёс z 3
, z 4
, z 5
, z 6
.
8.4 Кинематическое исследование передачи графическим способом.
9. Мощность Е М
, передаваемая на приводной вал машины.
9.3 Определение общего КПД передачи.
10. Приведённый момент инерции звеньев.
10.1 Определение результирующего приведенного момента инерции звеньев всего двигателя.
10.2 Величина приведённого момента инерции звеньев одного механизма.
10.4 Построение диаграммы J 3
= ò 7
(j).
11. Приведённые моменты сил и мощность двигателя.
11.1 Результирующий приведённый момент движущих сил.
11.3 Приращение кинетической энергии машины DЕ.
11.4 Определение мощности двигателя и коэффициентов d ’
неровности его хода при работе без маховика.
12.1 Определение приведённого момента инерции маховика.
12.2 Определение основных моментов маховика.
13. Угловая скорость кривошипного вала.
13.1 Угловая скорость w кривошипного вала для любого положения механизма.
13.2 Величина начальной кинетической энергии.
13.6 Вычисление значений w для всех 24 х
положений.
1.1.Провести структурное, кинематическое, кинетостатическое и динамическое исследование рычажного механизма двигателя с маховиком и зубчатым приводом.
1.2.Выполнить проектирование зубчатой пары, планетарного редуктора и маховика согласно прилагаемым схемам, диаграммам и исходным данным.
2.Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма
2.1 Степень подвижности механизма определяется по структурной формуле Чебышева
где W-степень подвижности кинематической цели,
P5 -число кинематических пар Vкласса,
В рассматриваемой цепи подвижных звеньев –3:
Пар V класса – 4: три вращательные пары (О, С и В) и одна поступательная (Д). Пар IV класса нет.
Данная кинематическая цепь является механизм, т.к. степень подвижности равна числу ведущих звеньев.
2.1.2. Для определения класса механизма расчленяем его на группы. Первой отчленяем группу, образованную звеньями 3 и 4. После этого остается основной механизм, составляющий из стойки и начального звена –2.
Из таблицы 1 видно, что механизм образован группами не выше II класса, следовательно, механизм также II класса. Формула строения механизма:
2.2
Определение положение звеньев и перемещений поршня (ползуна)
2.2.1. Строим планы механизма в масштабе длин – m L
= 0,001 м/мм для 12 равностоящих друг от друга положений кривошипа. Исходное положение кривошипа. Значения углов поворота кривошипа для каждого из 12 положений заносим в таблицу 2 строка 1.
2.2.2. Перемещение поршня (В0 В1, В0 В2 и т.д.) заносим в таблицу 2 строка 2, с учетом масштаба пути m S
: m S
= m L
= 0,001 м/мм.
Для положения 10 перемещение поршня: S В10
= m S
(ВоВ 10
) = 0,001 .
22 = 0,022 м.
2.2.3. Построение траектории центра масс шатуна.
Отрезок с S ш
(на чертеже ) изображаем в масштабе m L
расстояния е ш
:
( сS ш
) = е ш
/m L
= 0,075/0,001 = 75 мм.
2.3 Определение скоростей точек и звеньев механизма
2.3.1. Скорости определяем способом планов.
V c
/m v
= kL oc
/m L
;
m v
= wm L
/k; где k – коэффициент кратности.
Принимаем k = 1, тогда масштаб плана скоростей определяется : m v
= wm L
2.3.2. Планы скоростей для всех 12 положений строим при двух полюсах; при одном полюсе – для всех четных положений, при другом – для всех нечетных.
w =pn/30 = 3,14 *
1700/30 = 177,9 рад/с.
Линейная скорость V с
оси кривошипа – точки С:
V с
= wr = 177,9 *
0,07 = 12,45 м/с.
Линейная скорость V sk
центра масс кривошипа – точки S k
:
V sk
= we k
= 177,9 *
0,025 = 4,44 м/с.
m v
= wm L
= 177,9 *
0,001 = 0,1779 м/с/мм.
Длина вектора, изображающего скорость V c
-точки С:
(PC) = V c
/m v
= 12,45/0,1779 = 70 мм.
2.3.3. Скорость Vв точки В определяется следующими уравнениями:
V в
= m v
(pв) = 0,1779 *
(-65) = -11,5 м/с;
V в
c
= m v
(св) = 0,1779 *
36 = 6,32 м/с.
w ш
= w вс
= V вс
/L св
= 6,3/0,25 = 25,2 рад/с.
2.3.5.Определяем V s
ш
– скорость центра масс шатуна(точка S ш
):
(CSш) =L с
s
ш
/L св
(св) = (0,075/0,25)св = 0,3(св).
V s
ш
= m v
(рsш) = 0,1779 *
66 = 11,68 м/с.
2.4
Определение ускорений точек и звеньев механизма
2.4.1. Ускорения определяем способом планов, которые строим на чертеже также в масштабе кривошипа.
(pc) = k (ос), где k – коэффициент кратности k = 1.
а с
/m а
= kL oc
/m L
;
m а
= w 2
m L
/k.
2.4.2. Строим планы 4-х ускорений для 12 положений.
Линейное ускорение а с
оси кривошипа – точки С:
Точка С вращается вокруг оси О равномерно (w = const), а с
t
= 0
а с
= а с
n
= w 2
*
r = 177,9 2
*
0,07 = 2215,38 м/с 2
.
Линейное ускорение a sk
центра масс кривошипа – точки S k
:
a sk
= w 2
*
е k
= 177,9 2
*
0,025 = 791,21 м/с 2
.
m а
= w 2
*
m L
= 177,9 2
*
0,001 = 31,6 м/с 2
/мм.
(pc) = а с
/m а
= 2215,38/31,6 = 70 мм.
2.4.3. Ускорение а в
n
точки В определяется следующими уравнениями :
а в
= а с
+ а вс
= а в
+ а вс
n
+ а вс
t
.
Для положения 10: V вс
2
= 6,32 2
= 39,9 м/с
а вс
n
= V вс
2
/L вс
= 39,6/0,25 = 158,7 м/с 2
.
( сn ) = а вс
n
/m а
= 158,7/31,6 = 5,06 мм.
2.4.4. Для положения 10 : (pв) = 25 мм ; (св) = 62 мм ; (nв) = 61 мм.
а в
= m а
(pв) = 31,6 *
25 = 790 м/с 2
;
а вс
= m а
(св) = 31,6 *
62 = 1959,2 м/с 2
;
а вс
t
= m а
(nв) = 31,6 *
61 = 1927 м/с 2
;
2.4.5. Угловое ускорение шатуна, для положения 10:
Е ш
= а вс
t
/ L вс
= 1927/0,25 = 7708 рад/с 2
.
2.4.6. Ускорение а s
ш
центра масс шатуна, для положения 10:
а s
шс
= m а
(сS ш
) = 31,6 (сS ш
);
(сS ш
) = е ш
/L вс
(св) = (0,075/0,25) (св) = 0,3(св)мм.
(pS ш
) = 50 мм ( таблица 2, строка 24 ).
2.5 Построение годографов скоростей и ускорений центра масс шатуна
m v
= 0,177 м/с/мм ; m а
= 31,6 м/с 2
/мм.
2.6 Построение диаграммы перемещений
S
в
поршня,
S
в
=
ò
1
(
j
)
Принимаем: l = 250 мм, 2p = 360 0
;
m j
=2p/l = 2 *
3,14/250 = 0,0251 рад/мм
m j
=360/l = 360/250 = 1,44 град/мм.
j = m j
x
;
t = m tx
;
j = wt.; m j
x
= wt; m j
x
= wm tx
;
m t
= m j
/w = 0,0251/177,9 = 0,000141 с/мм.
где, Т – время одного полного оборота кривошипа.
Принимаем величину наибольшей ординаты (6S 6
) = 114 мм, тогда
m s
= S в6
/(6S в
) = 0,14/114 = 0,00122 м/мм.
Величину любой ординаты iSi, где i – номер деления, находим по формуле:
2.6.1. Построение кинематической диаграммы V В
= ò 2
(j) : (ро) = K V
= 40 мм.
Определяем масштаб m v
скоростей, приняв K V
= 40 мм.
m v
= m s
/m t
*
K V
= 0,00122/0,000141 *
40 = 0,216 м/с/мм.
2.6.2. Построение кинематической диаграммы а в
= ò 3
(j) производится графическим дифференцированием диаграммы V в
= ò 2
(j).
Определяем масштаб m а
= m v
/m t
*
K а
= 0,216/0,000141 *
10 = 12,47 м/с 2
мм.
3.1 Построение индикаторной диаграммы рабочего процесса
3.1.1. Индикаторная диаграмма зависимости давления газов на поршень от перемещения поршня строим по диаграмме в задании.
3.1.2. В рассматриваемом примере наибольший ход поршня S Б
= 0,14 м, а наименьшее давление газов: Р z
= 4,8 н/мм 2
. Учитывая это, принимаем: m S
= 0,001 м/мм,m р
= 0,02 н/мм 2
/мм.
3.2 Построение диаграмм, действующих на поршень :
F un
=
ò
5
(
j
) ;
F
В
=
ò
4
(
j
) ;
F
=
ò
6
(
j
)
3.2.1. Для построения этих диаграмм составим таблицу 3.
Сила F в
давления газов на поршень: F в
= Р u
*
А n
, где, А n
– площадь поршня в мм 2
.
А n
= pd 2
/4 = 3,14 *
120 2
/4 = 11304 мм 2
.
Сила инерции шатуна F un
по формуле: F un
= - m n
*
а в
н.
Результирующая сила F, действующая на поршень: F = F в
+ F un
н.
4.Результирующая сила инерции шатуна.
4.1
Результирующая сила инерции шатуна для 10 положения коленвала (
j
= 300 0
)
4.1.1.Результирующую силу инерции шатуна определим способом переноса этой силы на величину h плеча момента сил инерции:
а s
ш
= 1580 м/с 2
- ускорение центра масс шатуна (для 10 - го положения).
Знак минус означает, что направление силы инерции противоположно направлению ускорения.
4.1.2. Шатун совершает сложное движение. Поэтому аsш мы рассматриваем как сумму двух ускорений: аsш = а с
+ а s
шс
,
где, а с
– ускорение центра масс шатуна в переносном ( поступательном) движение вместе с точкой С:
а s
шс
– ускорение центра масс шатуна в относительном ( вращательном ) движении вокруг точки С.
F u
ш
= -m ш
(а с
+ а s
шс
) = [-m ш
m а
(pс)] + [-m ш
m а
(сSш)],
-m ш
m а
(pс) = - F u
ш
’
, -m ш
m а
(сSш) = - F u
ш
’’
,
F u
ш
’
– сила инерции, возникающая при переносном движении шатуна. F u
ш
’
приложена в центре масс.
F u
ш
’’
– сила инерции, возникающая при относительном движении шатуна. F u
ш
’’
приложена в центре качания.
4.1.3. F u
ш
’
= - mш *
а с
= -4,7 *
2384,64 = - 11,207 н.
F u
ш
’’
= - mш *
а s
шс
= -4,7 *
587 = 2758,9 н.
Положение центра качания определяется:
L ск
= L cS
ш
+ J ш
/ mш *
L cS
ш
= 0,075 + 0,0294/4,7 *
0,075 = 0,159 м.
После геометрического сложения F u
ш
’
и F u
ш
’’
получаем
F u
ш
= - mш *
а s
ш
= - 4,7 *
1580 = - 7426 н.
Lст ш
= m L
*
(ст ш
) = 0,002 *
26 = 0,052 м.
Определяем угловое ускорение шатуна:
Eш = а вс
t
/ L вс
=-1928/0,25 = - 7712 рад/с 2
.
Т иш
= - J ш
*
Е ш
= -0,294 *
(-7712) = 226 нм.
Силу F u
ш
и момент Т u
ш
заменяем одной равнодействующей силой F u
ш
, смещённой параллельно самой себе на расстояние h.
h = Т u
ш
/F u
ш
= 226/7426 = 0,03 м = 30 мм.
5.1
Силовое исследование групп поршень – шатун для рабочего хода (10 – ое положение коленвала)
5.1.1.Силовое исследование производим для каждой структурной группы отдельно. К звеньям группы поршень – шатун приложены следующие внешние силы:
К звену 4 – поршень – сила F 4
в точке В.
где F в
– сила давления газов на поршень. F в
= 226н.
F un
– сила инерции поршня. F un
= - m n
*
а в
= -2,5 *
790 = -1975 н.
G n
= m n
*
g = 2,5 *
9,8 = 24,5 н.
F 4
= 226 - 1975 + 24,5 = -1724,5 н.
Сила направлена вверх к звену 3 – шатуна – сила G ш
в точке S ш
и сила F сил
– в точке Т ш
.
G ш
= m ш
*
g = 4,7 *
9,8 = 46,06 н.
5.1.2.Кроме внешних сил на звенья действуют ещё реакции в кинематических парах. На звено 4(поршень) – реакция R 14
со стороны звена 1(цилиндр, для этой реакции известна только её линия действия (прямая аа, перпендикулярная оси цилиндра), величина и точка приложения неизвестны.
На звено 4 действует также со стороны звена 3(шатун) реакция R 34
, приложенная в точке В, величина и направления её неизвестны. На звено 3 действует со стороны звена 4 реакция R 43
, приложенная в точке В, равная по величине реакции R 34
и противоположно ей направленная.
В точке С на звено 3 действует реакция R 23
со стороны звена 2 (кривошипа). Величина и направления её неизвестны. Поэтому из С проводим в произвольном направлении вектор реакции R 23
, раскладывая её на две взаимно перпендикулярные составляющие: R 23
n
и R 23
t
.
5.1.3. Величину R 23
t
определяем из уравнения равновесия момента:
T в
(G ш
) + T в
(F сил
) + T в
(R 23
t
) = 0.
Учитывая направление сил G ш
и F сил
и условно
R 23
t
, то: G ш
h 2
– F сил
h 1
+ R 23
t
*
l = 0
R 23
t
= (F u
ш
h 1
- G ш
h 2
)/l = (7426 *
0,026 – 46,06 *
0,052)/0,25 = 2608 н.
5.1.4. Для определения результирующей R 23
n
и R 14
составляем уравнение равновесия всех сил, действующих на группу:
R 14
+F 4
+ G ш
+ F u
ш
+ R 23
t
+ R 23
n
= 0;
R 23
= m F
(се) = 40 *
57 = 2280 н.
R 14
= m F
(еа) = 40 *
71 = 2840 н.
R 43
= -R 43
= m F
(ев) = 40 *
21 = 840 н.
5.2. Силовое исследование группы начального звена для положения рабочего хода (10-ое положение коленвала)
5.2.1. Строим расчетную схему группы начального звена.
К начальному звену приложены силы: в точке С – R 32
= 2280 н.
В точке S к
вес G к
= m к
*
q = 10,5 *
9,8 = 102,9н.
Тут же сила инерции кривошипа F ик
направленные к точкам С:
F ик
= - m к
*
а s
к
= -10,5 *
587 = -5870 н.
5.2.2. Уравновешивающий момент Т у
– момент сил сопротивления. Направление Т у
по часовой стрелке – всасывание.
5.2.3. Уравнение равновесия моментов относительно оси О вращения кривошипного вала всех сил, действующих на начальное звено:
Т о
(R 32
) + Т о
(G r
) + Т о
(F u
к
) + Т о
(R 12
) + Т у
= 0.
Моменты сил инерции F ик
и F ик
VII
кривошипов и реакции R 12
стойки на кривошип равны нулю, т.к. линии действия этих сил проходят через ось вала О.
- R 32
h 1
– R 52
h e
+ T у
= 0, T у
= R 32
h 1
+ R 52
h 2
.
Измеряя длины отрезков на чертеже и учитывая масштаб чертежа: h 1
= 0,064 м ; h 2
= 0,054м.
Т у
= 2280 *
0,064 + 3480 *
0,054 = 332 мм.
5.2.4. Если вращательное движение передаётся при помощи зубчатой передачи, то Т у
создаётся уравновешивающей силой F у
, величину которой надо определить.
После чего можно определить реакцию R 12
.
F у
= Т у
/h 3
= 332/ 0,092 = 3608 н.
5.2.5. Векторное уравнение равновесия сил, действующих на начальное звено:
G к
+ F ик
+ R 32
+ G к
VII
+ F ик
VII
+ R 52
+ R 12
+ F у
= 0; R 12
= m F
(la).
5.3 Определение уравновешивающей силы
F
у
способом рычага Жуковского (10-ое положение коленвала)
5.3.1. Строим в масштабе m L
= 0,001 м/мм кинематическую схему исследуемого двухцилиндрового двигателя, к звеньям которого приложены силы :
в точке S k
– вес кривошипа G k
= 102,9 н и сила инерции F ик
= 5870 н.
в точке S ш
– вес шатуна G ш
= 46,06 н.
в точке Т ш
– сила инерции шатуна F u
ш
= -7426 н.
5.3.2. В рассматриваемом положении - j = 300 0
(такт всасывания) в первом цилиндре, сжатие во 2 ом
двигатель не отдаёт, а получает энергию. Поэтому линия действия и направление силы F у
– будет линия зацепления N’’N’’, а направление по направлению скорости точки N’’.
5.3.3. Для определения величины силы F у
строим повёрнутый ( на 90 0
) план скоростей. План скоростей строим в масштабе m v
= 0,1779 м/с/мм.
(рс) = V c
/m v
= 12,45/0,1779 = 70,3 мм,
(рв) = V в10
/m v
= - 11,5/0,1779 = -64,9 мм,
(рS к
) = (рс) е к
/r = 70,3 *
(0,025/ 0,07) = 24,9 мм,
(сS ш
) = (св) L cS
ш
/L c
в
= е ш
/l = 36 *
( 0,075/0,25 ) = 10,8 мм,
( сt ш
) = (св) L c
тш
/L c
в
= 36 *
(0,096/0,25 ) = 9,8 мм,
( рm 1
) = w *
rв 1
/m v
= 177,9 *
0,064/ 0,1779 = 64 мм.
5.3.4. Переносим внешние силы. Согласно теореме Н.Е. Жуковского о жёстком рычаге : сумма моментов относительно точки р – полюса повёрнутого плана – всех сил, перенесённых параллельно самим себе в одноимённые точки повёрнутого плана, равняться нулю.
Т р
( G к
) + Т р
( F uk
) + Т р
( G ш
) + Т р
( F 4
) + Т р
( F u
ш
) + Т р
( F у
) = 0;
Т р
( F uk
) = 0 т.к. линия действия через полюс Р
G ш
h 1
+ F 4
h 2
+ F u
ш
h 3
+ G к
h 4
- F у
h 5
= 0.
Замеряем на повёрнутом плане скоростей длины плеч:
h 1
= 22 мм; h 2
= 22 мм; h 3
= 61 мм; h 4
= 57 мм;
При силовом исследовании группы начального звена мы получили:
F у
= ( G ш
h 1
+ F 4
h 2
+ F u
ш
h 3
+ G к
h 4
)/ h 5
=
= ( 46,06 *
22 + 1724 *
22 + 7426 *
61 + 102,9 *
57)/67 = 5164 н.
Расхождение результатов: (5201 – 5164)/5201 = 0,0105 = 1,05 %; расхождение до 5%.
6. Смещенное зацепление зубчатой пары
6.1 Выбор коэффициентов смещения исходного контура
6.1.1. Общее передаточное число передачи:
Частное передаточное число зубчатой пары
6.1.2. Число зубьев z 1
ведомого колеса:
U о
= U п *
U пл
= 1,5 .
3,2 = 4,8.
n м =
n н *
n д
/ U о
= 1700/4,8 = 354,16об/мин.
6.1.4. Число оборотов ведомого колеса зубчатой пары:
n 2
= n д
/U n
= 1700/1,5 = 1133,3 об/мин.
6.1.5. Для колес закрытой передачи выбираем систему коррекции профессора В. Н. Кудрявцева.
для колес Z 1
= 17 и Z 2
= 26; X 1
= 0,898, X 2
= 0,517;
6.2 Расчет основных геометрических параметров
6.2.1. Делительное межосевое расстояние – а = 0,5(Z 1
+ Z 2
)m п
= 0,5(17 + 26)8 = 172 мм.
6.2.2. Коэффициент суммы смещений – X e
= X 1
+ X 2
= 0,898 + 0,517 = 1,415.
inva w
= (2X e
*
tga)/(Z 1
+ Z 2
) + inva = (2 .
1,415 .
0,36397) /(26 + 17) + 0,014904 = 0,38868.
l - угол профиля зуба рейки a = 20 0
;cos20 0
= 0,93969; tg20 0
= 0,36397; inva = inv20 0
= 0,014904.
По таблице находим a w
= 26 0
8 ’
; cosa w
= 0,8895; sina w
= 0,3971; tga w
= 0,432.
a w
= (Z 1
+ Z 2
) *
m п
/2 *
cosa/cosa w
= (17 + 26)8/2 .
0,93969/0,8895 = 181,632 мм.
6.2.5. Расчет диаметров зубчатых колес:
d w1
= 2a w
/U n+1
= 2 .
181,632/1,5 + 1 = 145,3 мм.
d w2
= 2a w *
U n
/U n +1
= 2 .
181,632 .
1,5/1,5 + 1 = 217,9 мм.
в) коэффициент воспринимаемого сечения – Y
Y=(а w
– а)/m n
= 181,632 – 172/8 = 1,204.
г) коэффициент уравнительного сечения -DY
DY= Х å
- Y = 1,415 – 1,204 = 0,211.
da 1
= d 1
+ 2(h *
a+ x 1
- DY)m п
= 162,99 мм.
da 2
= d 2
+ 2(h *
a + x 2
- DY)m п
= 224,89 мм.
d f
1
= d 1
– 2(h*a + C* - x 1
)m п
= 130,3 мм.
d f2
= d 2
– 2(h*a + C* - x 2
)m п
= 196,2 мм.
d в1
= d 1
cosa = 136 .
0,93969 = 127,7 мм.
d в2
= d 2
cosa = 208 .
0,93969 = 195,7 мм.
P в
= P .
cosa = 25,15 .
0,93969 = 23,6 мм.
hd = (2h *
a - DY)m п
= ( 2 .
1 – 0,211)8 = 14,3 мм.
h = (2h *
a + C *
- DY)m п
= (2 .
1 + 0,25 – 0,211)8 = 16,31 мм.
6.2.10. Высота головок и ножек зубьев:
а) высота делительной головки шестерни – ha 1
:
ha 1
= (h *
a + x 1
- DY)m п
= ( 1 + 0,898 – 0,211)8 = 13,49 мм.
б)высота делительной головки колеса – ha 2
:
ha 2
= (h *
a+ x 2
- DY)m п
= (1 + 0,517 – 0,211)8 = 10,44 мм.
в) высота делительной ножки шестерни – h f
1
:
h f1
= (h *
a + C* - x 1
)m п
= (1 + 0,25 – 0,898)8 = 2,81 мм.
г) высота делительной ножки колеса – h f
2
:
h f2
= (h *
a + C* - x 2
)m п
= (1 + 0,25 – 0,517)8 = 5,86 мм.
д) высота начальной головки шестерни – h aw
1
:
h aw
1
= 0,5(d a
1
– d w
1
) = 0,5( 162,99 – 145,3 ) = 8,84 мм;
е) высота начальной головки колеса – h aw
2
:
h aw
2
= 0,5(d a
2
– d w
2
) = 0,5( 228,8 – 217,9 ) = 5,49 мм.
ж) высота начальной ножки шестерни – h wf
1
:
h wf
1
= 0,5(d w
1
– d f
1
) = 0,5( 145,3 – 130,3 ) = 7,5 мм.
з) высота начальной ножки колеса – h wf
2
:
h wf
2
= 0,5(d w
2
– d f
2
) = 0,5( 217,9 – 196,2 ) = 10,8 мм.
а) делительная толщина зуба шестерни – S 1
:
S 1
= pm п
/2 + 2x 1
m п
tga = (3,14 *
8)/2 + 2 *
0,898 *
8 *
0,36397 = 17,7 мм.
б) делительная толщина зуба колеса – S 2
:
S 2
= pm п
/2 + 2x 2
m п
tga = (3,14 *
8)/2 + 2 *
0,517 *
8 *
0,36397 = 15,57 мм.
в) начальная толщина зуба шестерни – S w
1
:
S w
1
= d w
1
(p/2Z 1
+ 2X 1
*
tga/Z 1
+inva - inva w
) = 15,11 мм.
г) начальная толщина зуба колеса – S w
2
:
S w
2
= d w
2
(p/2Z 2
+ 2X 2
*
tga/Z 2
+inva - inva w
) = 11,007 мм.
6.2.12. Проверка величин S w
1
и S w
2
:
S w
1
+ S w
2
= P w
= pd w
1
/Z 1
= pd w
2
/Z 2
S w
1
+ S w
2
= 15,11 + 11,007 = 26,11 мм.
pd w
1
/Z 1
= 3,14 *
145,3/17 = 26,8 мм.
pd w
2
/Z 2
= 3,14 *
217,9/26 = 26,3 мм.
h = ha 1
+ h f
1
= 13,49 + 2,81 = 16,3 мм.
h = ha 2
+ h f
2
= 10,44 + 5,86 = 16,3 мм.
h = h wa
1
+ h wf
1
= 8,84 + 7,5 = 16,3 мм.
h = h wa
2
+h wf
2
= 5,49 + 10,85 = 16,3 мм.
6.2.14.da 1
+ d f
2
= da 2
+ d f
1
;
7. Построение эвольвентного смещенного зацепления цилиндрических колес
Z
1
и
Z
2
и его исследование.
7.1 Вычерчивание профилей (смотреть методические указания часть
III
“Проектирование и исследование сложной зубчатой передачи” )
О 1
М 1
= rв 1
= 63,85 мм; О 2
М 2
= rв 2
= 97,7 мм;
7.2.1. Длина линии зацепления – q мм.
q = М 1
М 2
= М 1
W + WМ 2
= rw 1
sina n
+ rw 2
sina n
;
q = а w
sina n
= 181,6 .
0,456 = 82,83 мм;
При замере длины отрезка на чертеже получаем :
q = m L
( М 1
М 2
) = 1 *
83 = 83 мм.
7.2.2. Длина активной линии зацепления q a
.
q a
= L 1
L 2
= М 1
L 2
+ М 2
L 1
– М 1
М 2
.
q a
= L 1
L 2
= M 1
L 2
+ M 2
L 1
+ M 1
M 2
; q a
= Ö r а1
2
– r в1
2
+ Ö r а2
2
– r в2
2
- g ;
При замере длины отрезка на чертеже получаем:
(L 1
L 2
) = 26мм; q a
=m a
(L 1
L 2
) = 1 .
26 = 26 мм.
Длина дополюсной части активной линии зацепления:
q t
= L 1
W = M 2
L 1
– M 2
W = 58 – 49,68 = 8,32 мм.
Длина заполюсной части активной линии зацепления:
q a
= L 2
W = M 1
L 2
– M 1
W = 50,9 – 33,13 = 17,77 мм.
Слагается из профиля головки и части профиля ножки. Остальная часть ножки в зацеплении не участвуют, т.к. с сопряженным профилем она не участвует. Определение активных профилей смотри в методических указаниях, часть III.
7.4 Угол
j a
торцового перекрытия и дуга зацепления
7.4.1. Ð а 1
о 1
а 2
= j a1
; Ð в 1
о 2
в 2
= j a
2
;
j a1
= q a
/ rв 1
= 26,07/63,85 = 0,408 рад = 24 0
35’.
j a
2
= q a
/ rв 2
= 26,07/97,7 = 0,266 рад = 15 0
37’.
а 1
а 2
= Sв 1
= q a
; в 1
в 2
= Sв 2
= q a
;
Начальные дуги зацепления: для первого колеса – дуга А L
1
A L
2
, для второго колеса - дуга В L
1
В L
2
.
7.5. Определение коэффициента Е
a
торцового перекрытия
7.5.1. Е a
= j a1
/t 1
= j a
2
/t 2
; Е a
= q a
/р .
cosa = 26,07/25,15 .
0,93969 = 0,133.
7.8. Коэффициент
Ã
удельного давления
7.8.1. Он характеризует контактную прочность зубьев: Ã = m/r np
, где m – модуль зацепления; r np
– приведённый радиус кривизны в точке касания профиля.
à = m(r 1
+ r 2
)/r 1
r 2
; r 1
= М 1
k ; r 2
= М 2
k;
r 1
+ r 2
= М 1
k + М 2
k = М 1
М 2
= q; Ã = mq/r 1
(q - r 2
);
q – длина линии зацепления; q = 83мм; m – модуль зацепления; m = 8 мм.
7.8.3. По вычисленным значениям Ã строим график функции Ã = ò 3
(x). Построение смотреть в методических указаниях часть III.
( О 2
М 1
) 2
= а w
2
+ rв 1
2
- 2 а w
rв 1
соsa n
;
r а2
= Ö а w
2
+ rв 1
2
- 2 а w
rв 1
соsa n
;
r а2
= 114,44 мм; а w
= 181,632 мм; rв 1
= 63,85 мм; соsa n
= 0,895;
r а
<Ö 181,63 2
+ 63,85 2
– 2 .
181,632 .
0,89 .
63,85;
7.10. Усилия, действующие в зацеплении
N – передаваемая зацеплением мощность в вm
w 1
– угловая скорость колеса z 1
в рад/с
Т 1
= N/w 1
= 15600/177,9 = 87,68 нм.
Р t
1-2
= - Р t
2-1
= 2Т 1
/d w
1
= 2 .
87,68/145,3 = 1,2 н.
Радиальное усилие Р a
1-2
= - Р a
2-1
= Р t
1-2
tga n
= 1,2 .
0,3639 = 0,45 н.
a w
= 26 0
8’; соsa w
= 0,8895; tga w
= 0,4322;
Нормальное усилие – Р н
: Р n
1-2
= - P n
2-1
= P t
1-2
/ соsa w
=1,2/0,8895 = 1,36 н.
8.1.1. Определим число зубьев z 3
и z 4
z 5
= z 3
(U 3н
– 1) = 30 *
( 3,2 – 1) = 66 ; z 4
= z 3
(3,2 – 2)2 = 30 *
1,2/2 = 18;
8.1.2. Строим в двух проекциях развёрнутую кинематическую схему передачи в выбранном масштабе m L
= 0,004 м/мм.
Для планетарных редукторов с 3 – мя сателлитами определяют возможное наибольшее число сателлитов для каждого ряда по следующей формуле:
8.2 Определение основных размеров колёс z 3
,
z
4
и
z
5
8.2.1. d 3
= z 3
m пл
= 30 .
9 = 270 мм.
d В3
= d 3
соsa = 270 .
0,93969 = 256 мм.
d а3
= m пл
(z 3
+ 2) = 9 .
28 = 247,5 мм.
d ò
3
= m пл
(z 3
- 2,5) = 9 .
27,5 = 162 мм.
8.2.2. d 4
= z 4
m пл
= 18 .
9 = 162 мм.
d В4
= d 4
соsa = 162 .
0,93969 = 152,2 мм.
d а4
= m пл
( z 4
+ 2) = 9 .
20 = 180 мм.
d ò
4
= m пл
(z 4
– 2,5) = 9 .
15,5 = 139,5 мм.
8.2.3. d 5
= z 5
m пл
= 66 .
9 = 594 мм.
d В5
= d 5
соsa = 594 .
0,93969 = 558,1 мм.
d а5
= m пл
(z 5
–2) = 9 .
64 = 576 мм.
d ò
5
= m пл
(z 5
+ 2,5) = 9 .
63,5 = 616,5 мм.
w 3
= w 2
= w 1
/Un = 177,9/1,5 = 118,6 рад/с.
w 4
/w н
= U 4-н
= 1 – U 4-5
’
; U 4-5
’
= z 5
/z 4
= 66/18 = 3,6;
U 4-
n
= 1 – 3,6 = - 2,6; w н
= w м
= pn н
/30 = 3,14 .
354,16/30 = 37,06 рад/с.
w 4
= -2,6 .
w н
= - 2,6 .
37,06 = -96,3 рад/с.
В обращённом движении: w 4
’
=w 4
- w н
= - 96,3 – 37,06 = -133,36 рад/с.
8.4 Кинематическое исследование передачи графическим способом
8.4.1. Строим картину линейных скоростей в масштабе:
Смотреть в методических указаниях часть III.
8.4.2. V А
= w 1
r w
1
= 177,9 .
0,073 = 12,98 м/с.
Длина вектора Аа: (Аа) = V А
/m V
= 12,98/0,14 = 92,7 мм;
8.4.3. Скорость точки В касание начальных окружностей :
(Вв) = 31 мм; V в
= m v
(Вв) = 0,14 .
27 = 3,78м/с; w 3
= Vв/r w
3
= 3,78/0,08 = 47,25 рад/с.
8.4.5. (О 4
h) = 9 мм ; V н
= m v
(О 4
h) = 0,14 *
9 = 1,26 м/с; w н
= V н
/r 3
+ r 4
= 1,26/0,2275 = 5,54рад/с.
8.4.6. Строим картину угловых скоростей строим в масштабе:
m w
= m v
/m L
*
р = 0,25/0,0031 *
50 = 1,6 рад/с/мм.
w 1
= m w
(к1) = 1,6 .
110 = 177,9 рад/с.
w 2
= m w
(к2) = 1,6 .
47 = 75,6 рад/с.
w 4
= m w
(к4) = 1,6 .
56 = 89,6 рад/с.
w н
= m w
(кн) = 1,6 .
17 = 27,2 рад/с.
9. Мощность Р м
, передаваемая на приводной вал машины
9.1 Определим коэффициент полезного действия
h
пл
h пл
= 1/ U 4н
[1- h ’
(1- U 4н
)],
где h ’
– коэффициент полезного действия рассматриваемого редуктора в обращённом движении.
9.2 Величину
h
’
определяем по формуле
h 1
иh 2
- коэффициенты полезного действия
h ’
= h 1 *
h 2
= 0,96 *
0,97 -- 0,98 *
0,99 = 0,93 – 0,97.
Принимаем среднее значение: h ’
= 0,95.
h пл
= 1/ U 4н
[1- h ’
(1- U 4н
)] = 1/3,2 [ 1 – 0,95 (1 – 3,2) ] = 0,965.
где h п
– КПД зубчатой передачи колес Z 1
и Z 2
, принимаем: h п
= 0,97; h 0
= 0,97 *
0,965 = 0,936.
На приводной вал рабочей машины передается от двигателя мощность:
N м
= h 0 *
N д
= 0,929 *
15,6 = 14,49.
10.1 Результирующий приведенный момент инерции звеньев двигателя
10.2 Определим величину приведенного момента инерции звеньев
J з1
= J ко
+ J ш
(w ш
/w ) 2
+ m ш
(V s
ш
/w) 2
+ m п
(V в
/w) 2
, где
J кр
– момент инерции кривошипа относительно оси кривошипа;
l к
– расстояние от центра масс кривошипа до оси его вала.
J ко
= J к
+ m k
*
e k
2
= 0,00515 + 10,5 *
0,025 2
= 0,0117 кг *
м 2
.
J 3
I
= 0,0117 + 0,0294 (w ш
/177,9 ) 2
+ 4,7(V s
ш
/177,9) 2
+ 2,5(V в
/177,9) 2
.
10.3 Пользуясь этой формулой, составляем таблицу 6 для подсчета значений
J
3
I
,
J
3
II
,
J
3
для положений 12
Номер I I
положения первого механизма всегда будет соответствовать номеру i положение коленчатого вала, а второй механизм: i II
= i I
+ 6, J 3
II
(
i
)
= J 3
I
(
I
+ 6)
10.4 Составляем таблицу 6 и строим диаграмму
11.Приведённые моменты сил и мощность двигателя
11.1.1. Силу F в
проводим в точку С.
11.1.2. Величина приведённой в точку С движущей силы для одного (первого) механизма F c
.
F в
–сила давлений газов на поршень первого механизма.
V с
– линейная скорость точки С. V с
= wr = 12,45 м/с.
11.1.3. Определение искомых величин и заполнение граф таблицы производится в следующем порядке.
Графа 6 - Т д
i
= F с
*
r = F с
*
0,7.
Графа 7 - Т д
II (i)
= Т д
I (i-6)
,
Графа 8 - Т д
= Т д
I
+ Т д
II
. По данным графы 8 строим диаграмму изменения результирующего приведённого момента движущих сил в функции угла j поворота кривошипа.
11.2.1. Т с
= А сц
/2pк = 1101,49/2 *
3,14 *
2 = 87,69 нм.;
где К – число оборотов кривошипного вала за цикл, в нашем примере К = 2.
А сц
– работа момент сил сопротивления за цикл.
11.2.2. А дц
– работа момента движущих сил за цикл.
Величину работы А д
определяем приближённо по формуле:
D j - угол поворота кривошипа при передвижении из положения (i-1) в положении i:
11.2.3. Графа 9 - Т дср
– средняя величина момента движущих сил при повороте кривошипа на элементарный угол D j.
Т дср
i
= ( Т д
(i-1) + Т д
i
)/2.
Графа 10 - D А д
i
–элементарная работа, совершённом моментом Т д
:
D А д
i
= Т дср
i
*
D j, D j = 30 0
= 0,523 рад.
Графа 11 - D А д
i
= (SD А д
) i
= (SD А д
) i
– 1
+ D А д
i
,
В последней строке таблицы получаем работу А дц
, совершённую моментом Т д
за весь цикл.
11.3 Приращение кинетической энергии момента
D
Е
11.3.1. Строим диаграммы А д
= ò 10
(j) и А с
= ò 11
(j).
11.3.2. Элементарная работа D А с
момента при повороте кривошипа на элементарный угол Dj составит : D А с
= Т с
D j = 87,69 *
0,523 = 45,86 нм.
Графа 12 – А с
i
– сумма элементарных работ сил сопротивления с начала цикла до момента прихода двигателя в рассматриваемое положение n i
: А с
i
= (SD А с
)i= D А с
i
.
11.3.3. Приращение кинетической энергии DЕ механизма для любого его положения будет определяться разностью работ, совершённых движущими силами и силами сопротивления за время от момента начала цикла и до момента прихода двигателя в рассматриваемое положение:
11.4. Определение мощности двигателя и коэффициента неравномерности хода при работе без маховика.
11.4.1. Мощность двигателя определяется по средней величине момента движущих сил за один цикл:
N д
= Т Дср.
*
w = Т с *
w = 87,69 *
177,9 = 15600 вт.
11.4.2. Коэффициент d ’
неравномерности хода двигателя при работе его без маховика определяем по приближённой формуле:
d ’
= m j
*
m т
*
F Б
/J 3ср.
*
w 2
, где
J 3ср.
= J 3Б
+ J 3М
/2 = 0,025 + 0,0926/2 = 0,0588 кг *
м 2
.
Заданный коэффициент d = 1,3 . Нужен маховик.
12.1 Определение приведённого момента инерции маховика –
J
мп
.
12.1.1. Диаграммы энергомасс DЕ = ò (J 3
).
12.1.2. Диаграмма приращения кинетической энергии DЕ = ò 12
(j)
12.1.3. Диаграмма изменения приведенного момента J 3
= ò (j)
12.1.4. Диаграмма энергомашин DЕ = ò (J 3
)
12.1.5. Определяем наибольшее w Б
и наименьшее w м
значение угловой скорости звена приведения за время цикла, учитывая заданную величину коэффициента неравномерности хода d:
наибольшие: w б
= w ср
(1 + d/2) = 177,9 (1 +0,00625/2) = 179,49 рад/с,
наименьшее: w м
= w ср
(1- d/2) = 177,9 ( 1 – 0,00625/2) = 177,37 рад/с.
w ср
- средняя угловая скорость звена приведения.
12.1.6. Определяем величины углов Y б
и Y н
для проведения касательных к диаграмме энергомасс:
tgY Б
= m J
/2m e
*
w Б
2
= 0,5309,
tgY М
= m J
/2m e
*
w м
2
= 0,524,
12.1.7. (hM) = (qh) *
tgy M
, (hM) = 78,6 мм,
(hБ) = (qh) *
tgy Б
, (hБ) = 79,6 мм.
12.1.8. Определим из чертежа (lm) = 135 мм.
12.1.9. Приведенный момент инерции маховика J мп
определяется по формуле:
J мп
= m е
(lm)/ d w ер
2
= 30 *
135/0,00625 *
177,9 2
.
m е
– масштаб кинетической энергии, принятый на DЕ = f 12
(j);
d - коэффициент неравномерности хода;
w ер
– средняя угловая скорость звена приведения.
12.2. Определение основных размеров маховика
12.2.1. С достаточной точностью примем: J м
= J об
.
J м
= J м об
= (D п
4
– D в
4
) brp/32,
J м
= J об
= D п
5
(1 - a 4
) br p/32,
где a = D в
/D н
, обычно a = 0,312/0,52
r - плотность материала маховика r= 7800 кг/м 3
.
D н
= 5
Ö32 J м
/p (1 - a 4
) br = 0,520 м.
Определяем окружную скорость на ободе:
V н
= w ср
*
D н
/2 = 177,9 *
0,52/2 = 46,25 м/с.
12.2.3. Масса маховика определяется по формуле:
m н
= 0,785( 0,52 2
– 0,312 2
) 0,078 *
7800 = 82,62 кг.
Вес маховика - G м
: G м
= gm н
= 9,8 *
82,62 = 809,7 н.
13.Угловая скорость кривошипного вала
13.1 Угловую скорость
w
определяем по формуле
Е 0
– начальная кинетическая энергия механизма.
DЕ – приращение кинетической энергии.
J п
– приведённый к кривошипному валу момент инерции механизма.
13.3 Определяем величину Е ок
для положения механизма, соответствующего точке К
J пк
= J мп
+ J 3к
= J МП
+ m J
*
х к
= 3,56 + 0,001 *
41 = 3,601 кг *
м 2
.
Е от
= ½ J пт
w Б
2
- DЕ к
= ½ *
3,585 *
177,37 2
+ 411 = 56803,25 нм.
13.4 Определяем величину Е от
для положения механизма, соответствующего точке Т
J пт
= J мп
+ J 3т
= J мп
+ m J
*
х т
= 3,56 + 0,001 *
25 = 3,585 кг *
м 2
.
DЕ т
= m Е
*
y т
= 3 *
137 = 411 нм.
Е от
= ½ J пт
w н
2
- DЕ т
= ½ *
3,585 *
177,37 2
+ 411 = 56803,25 нм.
13.5 Е о
= (Е ок
+ Е от
)/2 = 56932,4 нм.
13.6
w
=
Ö 2
(
Е 0
+
D
Е) /
J
п
.
Вычисления сведены в таблице 8. По данным последней графы этой таблицы строим диаграмму изменения угловой скорости w кривошипного вала в зависимости от изменения угла j 0
его поворота.
1. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин.
Структурное и кинематическое исследование плоско рычажного механизма. Часть I. Издание пятое Омск 1983 – 20 с.
2. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин.
Кинематическое исследование плоского рычажного механизма. ЧастьII. Издание пятое. Омск 1985 – 28с.
3. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин. Проектирование и исследование сложной зубчатой передачи. Издание четвёртое. Омск 1982 – 44с.
4. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу Теория механизмов и машин. Исследование движения механизма и расчёт маховика. Часть IV. Издание шестое. Омск 1998 – 32с.
Название: Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 07:35:19 21 декабря 2010 Похожие работы
Просмотров: 609
Комментариев: 14
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно Скачать
J з1
= J ко
+ J ш
(w ш
/w ) 2
+ m ш
(V s
ш
/w) 2
+ m п
(V в
/w) 2
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Курсовая работа: Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания
Курсовая работа: Разработка политики управления оборотным капиталом
Нужно Ли Отстаивать Собственное Мнение Сочинение Рассуждение
План Эссе По Обществу 11 Класс
Поля В Дипломной Работе
Сочинение Учитель Мой Родитель 1 Класс
Взрослый Мир Для Тебя Сочинение Рассуждение Сочуна
Реферат: Женский образ в романе Индиана. Скачать бесплатно и без регистрации
Есенин Мини Сочинение
Реферат Про Каюма Насыри
Физическое Воспитание У Различных Народов Эссе
Реферат: Компьютерные вирусы и антивирусы. Скачать бесплатно и без регистрации
Титульный Лист Реферата Скопировать Текст
Реферат: Жизнь и творчество Н.В. Гоголя. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение По Литературе 5 Класс Басни Крылова
Курсовая Работа На Тему Практические Навыки Ветеринарного Специалиста
Сочинение Времена Года 2 Класс
Курсовая работа по теме Гватемала в системы международных экономических отношений
Скачать Курсовую По Лечению Диабета
Рефераты По Истории Современной
Инвестиционная Деятельность Страховых Организаций Реферат
Реферат: Молитвенная лирика Ф.И. Тютчева
Доклад: Современники С.А. Лебедева - пионеры компьютерной техники за рубежом
Контрольная работа: Налоговое право