Курсовая работа: Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

R43 = -R43 =  mF (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 – R32 = 2280 н.

В точке Sк вес Gк = mк * q = 10,5 * 9,8 = 102,9н.

Тут же сила инерции кривошипа Fик направленные к точкам С:

Fик = - mк * аsк = -10,5 * 587 = -5870 н.

5.2.2. Уравновешивающий момент Ту – момент сил сопротивления. Направление Ту по часовой стрелке – всасывание.

5.2.3. Уравнение равновесия моментов относительно оси О вращения кривошипного вала всех сил, действующих на начальное звено:

То(R32) + То (Gr) + То(Fuк) + То(R12) + Ту = 0.

Моменты сил инерции Fик и FикVII кривошипов и реакции R12 стойки на кривошип равны нулю, т.к. линии действия этих сил проходят через ось вала О.

- R32h1 – R52he + Tу = 0, Tу = R32h1 + R52h2.

Измеряя длины отрезков на чертеже и учитывая масштаб чертежа: h1 = 0,064 м ; h2 = 0,054м.

Ту = 2280 * 0,064 + 3480 * 0,054 = 332 мм.

5.2.4. Если вращательное движение передаётся при помощи зубчатой передачи, то Ту создаётся уравновешивающей силой Fу , величину которой надо определить.

После чего можно определить реакцию R12.

Fу = Ту/h3 = 332/ 0,092 = 3608 н.

5.2.5. Векторное уравнение равновесия сил, действующих на начальное звено:

Gк + Fик + R32 + GкVII + FикVII + R52 + R12 + Fу = 0; R12 =  mF (la).

5.3 Определение уравновешивающей силы Fу 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 В – сила F4 = -1724,5 н.

в точке Sk – вес кривошипа Gk = 102,9 н и сила инерции Fик = 5870 н.

в точке Sш – вес шатуна Gш = 46,06 н.

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

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6