Курсовая работа: Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

в точке Тш – сила инерции шатуна Fuш = -7426 н.

5.3.2. В рассматриваемом положении - j = 3000 (такт всасывания) в первом цилиндре, сжатие во 2ом двигатель не отдаёт, а получает энергию. Поэтому линия действия и направление силы Fу – будет линия зацепления N’’N’’, а направление по направлению скорости точки N’’.

5.3.3. Для определения величины силы Fу строим повёрнутый ( на 900 ) план скоростей. План скоростей строим в масштабе m v = 0,1779 м/с/мм.

(рс) = Vc/mv = 12,45/0,1779 = 70,3 мм,

(рв) = Vв10/mv = - 11,5/0,1779 = -64,9 мм,

(рSк) = (рс) ек/r = 70,3 * (0,025/ 0,07) = 24,9 мм,

(сSш) = (св) LcSш/Lcв = еш/l = 36 * ( 0,075/0,25 ) = 10,8 мм,

( сtш) = (св) Lcтш/Lcв = 36 * (0,096/0,25 ) = 9,8 мм,

( рm1) = w * rв1/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.

Тр ( Gк ) + Тр ( Fuk ) + Тр ( Gш ) + Тр ( F4 ) + Тр ( Fuш ) + Тр ( Fу ) = 0;

Тр ( Fuk ) = 0 т.к. линия действия через полюс Р

Gш h1 + F4 h2 + Fuш h3 + Gк h4 - Fу h5 = 0.

Замеряем на повёрнутом плане скоростей длины плеч:

h1 = 22 мм; h2 = 22 мм; h3 = 61 мм; h4 = 57 мм;

При силовом исследовании группы начального звена мы получили:

Fу = ( Gш h1 + F4 h2 + Fuш h3 + Gк h4 )/ h5 =

= ( 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:

Uо = nд * nм = 1700/347 = 4,8.

Частное передаточное число зубчатой пары

Uп = Uо/Uпл =4,8/3,2 = 1,5.

6.1.2. Число зубьев z1 ведомого колеса:

Z1 = Z2 Uп = 26 . 1,5 = 17.

Принимаем Z1 = 17.

6.1.3. Окончательно:

Uп = Z2/Z1 = 26/17 = 1,5.

Uо = Uп * Uпл = 1,5 . 3,2 = 4,8.

nм = nн * nд / Uо = 1700/4,8 = 354,16об/мин.

6.1.4. Число оборотов ведомого колеса зубчатой пары:

n2 = nд/Un = 1700/1,5 = 1133,3 об/мин.

6.1.5. Для колес закрытой передачи выбираем систему коррекции профессора В. Н. Кудрявцева.

для колес Z1 = 17 и Z2 = 26; X1 = 0,898, X2 = 0,517;

6.2 Расчет основных геометрических параметров

6.2.1. Делительное межосевое расстояние – а = 0,5(Z1 + Z2)mп = 0,5(17 + 26)8 = 172 мм.

6.2.2. Коэффициент суммы смещений – Xe = X1 + X2 = 0,898 + 0,517 = 1,415.

6.2.3. Угол зацепления - an

inv aw = (2Xe * tga)/(Z1 +  Z2) + inva = (2 . 1,415 . 0,36397) /(26 + 17) + 0,014904 = 0,38868.

   l - угол профиля зуба рейки a = 200 ;cos200 = 0,93969; tg200 = 0,36397; inva = inv200 = 0,014904.

По таблице находим aw = 2608’; cosaw = 0,8895; sinaw = 0,3971; tgaw = 0,432.

6.2.4. Межосевое расстояние - аw

aw = (Z1 + Z2) * mп/2 * cosa/cosaw = (17 + 26)8/2 . 0,93969/0,8895 = 181,632 мм.

6.2.5. Расчет диаметров зубчатых колес:

а) делительные диаметры:

d1 = Z1 * mп = 17 . 8 = 136 мм.

d2= Z2*mп = 26 . 8 = 208 мм.

б) начальные диаметры:

dw1 = 2aw/Un+1 = 2 . 181,632/1,5 + 1 = 145,3 мм.

dw2= 2aw * Un/Un +1 = 2 . 181,632 . 1,5/1,5 + 1 = 217,9 мм.

в) коэффициент воспринимаемого сечения – Y

Y=(аw – а)/mn = 181,632 – 172/8 = 1,204.

г) коэффициент уравнительного сечения -DY

DY= Хå - Y = 1,415 – 1,204 = 0,211.

д) диаметр вершин зубьев:

da1 = d1 + 2(h*a+ x1 - DY)mп = 162,99 мм.

da2 = d2 + 2(h*a + x2 - DY)mп = 224,89 мм.

е) диаметр впадины:

df1 = d1 – 2(h*a + C* - x1)mп = 130,3 мм.

df2= d2– 2(h*a + C* - x2)mп = 196,2 мм.

ж) основные диаметры:

dв1 = d1cosa = 136 . 0,93969 = 127,7 мм.

dв2 = d2cosa = 208 . 0,93969 = 195,7 мм.

6.2.6. Шаг зацепления – P

P = pm = 3,14 . 8 = 25,15 мм.

6.2.7. Основной окружной шаг – Pв

Pв = P . cosa = 25,15 . 0,93969 = 23,6 мм.

6.2.8. Глубина захода зубьев – hd

hd = (2h*a - DY)mп = ( 2 . 1 – 0,211)8 = 14,3 мм.

6.2.9. Высота зуба – h

h = (2h*a + C* - DY)mп = (2 . 1 + 0,25 – 0,211)8 = 16,31 мм.

6.2.10. Высота головок и ножек зубьев:

а) высота делительной головки шестерни – ha1:

ha1 = (h*a + x1 - DY)mп = ( 1 + 0,898 – 0,211)8 = 13,49 мм.

б)высота делительной головки колеса – ha2:

ha2 = (h*a + x2 - DY)mп = (1 + 0,517 – 0,211)8 = 10,44 мм.

в) высота делительной ножки шестерни – hf1:

hf1 = (h*a + C* - x1)mп = (1 + 0,25 – 0,898)8 = 2,81 мм.

г) высота делительной ножки колеса – hf2:

hf2 = (h*a + C* - x2)mп = (1 + 0,25 – 0,517)8 = 5,86 мм.

д) высота начальной головки шестерни – haw1:

haw1 = 0,5(da1 – dw1) = 0,5( 162,99 – 145,3 ) = 8,84 мм;

е) высота начальной головки колеса – haw2:

haw2 = 0,5(da2 – dw2) = 0,5( 228,8 – 217,9 ) = 5,49 мм.

ж) высота начальной ножки шестерни – hwf1:

hwf1 = 0,5(dw1 – df1) = 0,5( 145,3 – 130,3 ) = 7,5 мм.

з) высота начальной ножки колеса – hwf2:

hwf2 = 0,5(dw2 – df2) = 0,5( 217,9 – 196,2 ) = 10,8 мм.

6.2.11. Окружная толщина зуба:

а) делительная толщина зуба шестерни – S1:

S1 = pmп/2 + 2x1mпtga = (3,14 * 8)/2 + 2 * 0,898 * 8 * 0,36397 = 17,7 мм.

б) делительная толщина зуба колеса – S2:

S2 = pmп/2 + 2x2 mпtga = (3,14 * 8)/2 + 2 * 0,517 * 8 * 0,36397 = 15,57 мм.

в) начальная толщина зуба шестерни – Sw1:

Sw1 = dw1(p/2Z1 + 2X1 * tga/Z1   +inva - invaw) = 15,11 мм.

г) начальная толщина зуба колеса – Sw2:

Sw2 = dw2(p/2Z2 + 2X2 * tga/Z2 +inva - invaw) = 11,007 мм.

6.2.12. Проверка величин Sw1 и Sw2:

Sw1 + Sw2 = Pw = pdw1/Z1 = pdw2/Z2

Sw1 + Sw2 = 15,11 + 11,007 = 26,11 мм.

pdw1/Z1 = 3,14 * 145,3/17 = 26,8 мм.

pdw2/Z2 = 3,14 * 217,9/26 = 26,3 мм.

6.2.13. Проверка величин ha и hf:

h = ha1 + hf1 = 13,49 + 2,81 = 16,3 мм.

h = ha2 + hf2 = 10,44 + 5,86 = 16,3 мм.

h = hwa1 + hwf1 = 8,84 + 7,5 = 16,3 мм.

h = hwa2 + hwf2 = 5,49 + 10,85 = 16,3 мм.

6.2.14.da1 + df2 = da2 + df1;

162,99 + 196,2 = 224,89 + 130,3 .

356,19 = 359,19.

7. Построение эвольвентного смещенного зацепления цилиндрических колес Z1 и Z2 и его исследование.

7.1 Вычерчивание профилей (смотреть методические указания часть III “Проектирование и исследование сложной зубчатой передачи” )

О1 М1 = rв1 = 63,85 мм; О2 М2 = rв2 = 97,7 мм;

7.2 Длина линии зацепления

7.2.1. Длина линии зацепления – q мм.

q = М1М2 = М1W + WМ2 = rw1 sinan + rw2 sinan ;

q = аw sinan = 181,6 . 0,456 = 82,83 мм;

При замере длины отрезка на чертеже получаем :

(М1М2) = 83 мм. mL = 1 мм/мм;

q = mL ( М1М2) = 1 * 83 = 83 мм.

М1W = rw1 sinan = 33,13 мм,

М2W = rw2 sinan = 49,68 мм,

7.2.2. Длина активной линии зацепления qa .

qa = L1L2 = М1L2 + М2L1 – М1М2.

qa = L1L2 = M1L2 + M2L1 + M1M2; qa = Ö rа12 – rв12 + Ö rа22 – rв22 - g ;

qa = 50,9 + 58 – 8283 = 26,07 мм.

При замере длины отрезка на чертеже получаем:

(L1L2) = 26мм; qa =ma(L1 L2) = 1 . 26 = 26 мм.

Длина дополюсной части активной линии зацепления:

qt = L1W = M2L1 – M2W = 58 – 49,68 = 8,32 мм.

Длина заполюсной части активной линии зацепления:

qa = L2W = M1L2 – M1W = 50,9 – 33,13 = 17,77 мм.

7.3 Активный профиль зуба

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 ja торцового перекрытия и дуга зацепления

7.4.1.  Ð  а1о1а2 = ja1 ; Ð в1о2в2 = ja2 ;

ja1 = qa/ rв1 = 26,07/63,85 = 0,408 рад = 240 35’.

ja2 = qa/ rв2 = 26,07/97,7 = 0,266 рад = 15037’.

7.4.2. Основные дуги зацепления :

а1а2 = Sв1 = qa; в1в2 = Sв2 = qa;

Начальные дуги зацепления: для первого колеса – дуга АL1AL2 , для второго колеса - дуга ВL1ВL2 .

7.5. Определение коэффициента Еa торцового перекрытия

7.5.1. Еa = ja1/t1 = ja2/t2 ; Еa = qa/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/rnp, где m – модуль зацепления; rnp – приведённый радиус кривизны в точке касания профиля.

7.8.2. Для наружного зацепления:

à = m(r1 + r2)/r1r2; r1 = М1k ; r2 = М2k;

r1 + r2 = М1k + М2k = М1М2 = q; Ã = mq/r1(q - r2);

q – длина линии зацепления; q = 83мм; m – модуль зацепления; m = 8 мм.

   Ã = 664/r1(83 - r1);

7.8.3. По вычисленным значениям Ã строим график функции Ã = ò3 (x). Построение смотреть в методических указаниях часть III.

7.9. Проверка на заклинивание

7.9.1. rа2 < О2М1 .

( О2М1)2 = аw2 + rв12 - 2 аw rв1соsan;

rа2 = Ö  аw2 + rв12 - 2 аw rв1соsan ;

7.9.2. Для проектируемой передачи:

rа2 = 114,44 мм; аw = 181,632 мм; rв1 = 63,85 мм; соsan = 0,895;

rа < Ö 181,632 + 63,852 – 2 . 181,632 . 0,89 . 63,85;

rа < Ö 16421,1;

r2 < 128,14; 114,4 < 128,14;

7.10. Усилия, действующие в зацеплении

Т1 = N/w1 ; где

М1 – момент на колесе z1в мм

N – передаваемая зацеплением мощность в вm

w1 – угловая скорость колеса z1 в рад/с

N = 15600Вт; w1 = 177,9 рад/с;

Т1 = N /w1 = 15600/177,9 = 87,68 нм.

Окружное усилие – Рt:

Рt 1-2 = - Рt 2-1 = 2Т1/dw1 = 2 . 87,68/145,3 = 1,2 н.

Радиальное усилие Рa 1-2 = - Рa 2-1 = Рt 1-2 tgan = 1,2 . 0,3639 = 0,45 н.

aw = 2608’; соsaw = 0,8895; tgaw = 0,4322;

Нормальное усилие – Рн : Рn 1-2 = - Pn 2-1 = Pt 1-2/ соsaw =1,2/0,8895 = 1,36 н.

Таблица 5

Точка на отрезкеМ1М2	Х,мм	r1 ,нн	83 - r1 ,нн	r1 (83 - r1 )	Ã = 664/r1 (83 - r1 )
К0 ( М1 )	0	0	83	0	Беск.
К1	69	69	76,1	525,09	1,26
К2	13,8	13,8	69,2	954,9	0,69
К3	20,7	20,7	62,3	1289,6	0,51
К4 (L1)	25	25	58	1450	0,45
К5	33	33	50	1500	0,44
К6	41,4	41,4	41,6	1722,2	0,38
К7(W)	50	50	33	1650	0,402
К8	55,2	55,2	27,8	1534,5	0,432
К9	62,1	62,1	209	1297,8	0,51
К10	69	69	14	966	,687
К11	75,9	75,9	6,9	523,7	1,267
К12	83	83	0	0	Беск.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6