Исследование механизмов двигателя внутреннего сгорания
Структурный и кинематический анализ рычажного механизма. Основная характеристика графического определения линейных и угловых скоростей. Вычисление масштаба годографа ускорения центра масс шатуна. Геометрический расчет эвольвентного зубчатого зацепления.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 24.04.2017 |
| Размер файла | 158,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки Российской Федерации
Курсовой проект
по дисциплине «Теория механизмов и машин»
МЕХАНИЗМЫ ДВС
Выполнил студент
Иванов Е.В
Руководитель
Пупкин А.С.
2017
Оглавление
Введение
1. Структурный и кинематический анализ рычажного механизма
1.1 Структурный анализ механизма
1.2 Планы положений
1.3 План скоростей
1.4 План ускорений
1.5 Кинематические диаграммы
1.6 Аналитический метод кинематического анализа
1.7 Годографы скоростей и ускорений
2. Синтез зубчатого механизма
2.1 Геометрический расчет эвольвентного зубчатого зацепления
2.2 Подбор и проверка чисел зубьев планетарного механизма
Заключение
Список литературы
Введение
Техническое задание
Выполнить исследование механизмов ДВС - рычажного и , зубчатого. Рычажный механизм ДВС состоит из кривошипа 1, шатунов 2 и 4, ползунов 3 и 5 (рисунок 1).
Рисунок 1 - Кинематическая схема рычажного механизма ДВС
Рычажный механизм работает в соответствии с индикаторной диаграммой (рисунок 2).
Рисунок 2 - Индикаторная диаграмма
Индикаторная диаграмма - графическая зависимость давления в цилиндре ДВС от положения поршня. Четырехтактный цикл работы в каждом цилиндре осуществляется за 2 оборота кривошипа и содержит такты: всасывание (кривая a-b), сжатие b-c, расширение (рабочий ход) c-d-e и выпуск e-a.
В цилиндре Е происходит такт “расширение”, т.е. сила, действующая на поршень, направлена по движению поршня и является движущей. В остальных тактах действуют силы сопротивления, направленные против движения. Для каждого положения кривошипа давление в цилиндре определяют путем сноса точки положения поршня на соответствующую линию индикаторной диаграммы.
В цилиндре С происходит такт “всасывание” и воздух всасывается из атмосферы в цилиндр. При всасывании давление ниже атмосферного.
Исходные данные рычажного механизма.
Угловая скорость кривошипа: щ1 = -170 рад/с.
Длины звеньев АВ и АD: lAB = lAD = 0,09 м.
Длины звеньев BC и DE: lBC = lDE = 0,35 м.
Центр масс звеньев BC и DE: lBS2 = lDS4 = 0,3 lBC .
Диаметр цилиндра: dц = 100 мм.
Максимальное давление: pmax = 2,4 МПа.
Движение коленчатого вала 1 передается на зубчатый механизм, состоящий из планетарной ступени 1-Н с модулем , и простой 4-5 с модулем
Исходные данные зубчатого механизма:
Число зубьев колеса 4: z4 = 16;
Число зубьев шестерни 5: z5 = 26;
Передаточное отношение планетарной передачи: u31H = 5,5;
Модуль планетарной ступени: mI = 5 мм;
Модуль простой ступени: mII = 6 мм.
Рисунок 3 - Кинематическая схема сложного зубчатого механизма.
Зубчатая передача 4-5 проектируется со смещением. Цели смещения: вписывание в стандартное межосевое расстояние, повышение износостойкости, изгибной прочности.
1. Структурный и кинематический анализ рычажного механизма
1.1 Структурный анализ механизма
Число степеней свободы по формуле Чебышева:
,
где n - число подвижных звеньев, n = 5;
p1 - число низших кинематических пар, p1 = 7;
p2 - число выcших кинематических пар, p2 = 0.
Рычажный механизм имеет одно начальное звено.
Отсоединяем группы Асcура с n = 2, p1 = 3.
Рисунок 4 - Группы Ассура
Формула строения механизма:
.
Данный механизм относиться ко второму классу.
1.2 Планы положений
Масштаб плана положений:
,
где AB - длина отрезка, изображающего длину звена в мм; lAB - длина звена АВ в м.
.
Длины отрезков, изображающих длины звеньев:
.
Вычерчиваем окружность радиуса AB = 31,5 мм и делим ее на 12 частей. Из точек В раствором циркуля ВС на направляющей ползуна откладываем засечки С. Соединяем получившиеся точки С с точками В. Из точек В на шатунах ВС длиной BS2 откладываем засечки S2 . Соединяем полученные точки S2 и получаем шатунные кривые. Аналогичные операции производим для шатуна DE.
Под планом положений под ходом каждого поршня строим симметрично индикаторные диаграммы в масштабе
.
1.3 План скоростей
Цель - графическое определение линейных и угловых скоростей. Планы скоростей и ускорений строим для точки 1, соответствующей такту «расширение». Первая система векторных уравнений составлена для группы Ассура 2-3:
Линейная скорость vB направлена перпендикулярно звену АВ, vCB - перпендикулярно звену СВ, а скорость VC - вдоль направляющей х-х.
По скорости vB выбираем масштаб плана скоростей:
План скоростей строим в масштабе мv в следующем порядке: выбираем положение полюса p плана скоростей. Из этого полюса перпендикулярно звену АВ проводим отрезок pb. Из точки b перпендикулярно звену ВС проводим направление скорости vB. Из полюса проводим направление скорости vC и в пересечении направлений получаем точку с. Стрелки искомых векторов направляем в точку с. На векторе bc находим точку S2 исходя из того, что s2b = 0,3bc. Из p в s2 проводим вектор, который означает скорость vS2. Из плана скоростей находим действительное значение скоростей путем деления длин векторов на масштаб
По скорости находим угловую скорость звена 2:
Направление щ2 определяем, прикладывая вектор в точке С шатуна (по часовой стрелке). План скоростей для группы Ассура 4-5 строится аналогично группе Ассура 2-3.
.
Находим скорости из плана:
1.4 План ускорений
Система векторных уравнений группы Ассура 2-3:
Нормальное ускорение направлено к центру вращения от В к А
,
Нормальное ускорение направлено к центру вращения от С к В.
Масштаб плана ускорений
Длина вектора
План ускорений строим в масштабе мa в следующем порядке: выбираем положение полюса р плана скоростей. Из этого полюса проводим вектор длиной рb = 104 мм (направлен к оси вращения кривошипа). Затем из точки b строим вектор bn1 который направлен вдоль шатуна к точке В. Из точки n1 проводим прямую перпендикулярно bn1 . Из полюса проводим направление ускорения точки С, на пересечении получаем точку с. Вектор n1c изображает тангенциальное ускорение . Соединяем точки b и c, на отрезке bc находим точку s2 , исходя из того, что s2b = 0,3bc. Из плана ускорений находим абсолютные и относительные ускорения путем деления длин отрезков на масштаб
Угловое ускорение шатуна
Направление углового ускорения - положительное (против часовой стрелки). План ускорений для группы Ассура 4-5 строится аналогично группе Ассура 2-3. Система векторных уравнений группы Аcсура 4-5:
.
Находим ускорения из плана:
1.5 Кинематические диаграммы
Диаграмму перемещений точки С ползуна SC = SC (t) строим в масштабе мS = мl = 350 мм/м. Текущие значения перемещений отсчитываем от крайнего левого положения ползуна из плана положений механизма.
Масштаб времени:
где T - отрезок на оси абсцисс, соответствующий времени одного оборота кривошипа; T = 180 мм.
Диаграмму скорости vC = vC(t) строим методом графического дифференцирования, располагая ее под диаграммой SC = SC (t). На продолжении оси абсцисс диаграммы vC = vC(t) влево от начала координат откладываем полюсное расстояние OP1 = H1 = 40 мм. Далее в соответствии с методом секущих из точки P1 проводим лучи P11', P12'… параллельно хордам на каждом из 12 участков кривой SC = SC (t). Эти лучи отсекают на оси ординат отрезки, пропорциональные средней скорости vC на соответствующем участке диаграммы. Полученные отрезки откладываем на средних ординатах участков. Соединяя полученные точки плавной кривой, получаем диаграмму скоростей vC = vC(t). Масштаб диаграммы скоростей:
По диаграмме скорости vC = vC(t) аналогично строим диаграмму ускорения aC = aC(t). От начала координат диаграммы vC = vC(t) откладываем отрезок OP2 = H2 = 40 мм. Хорды поводим на участках, соответствующих диаграмме перемещений.
Масштаб диаграммы ускорений
1.6 Аналитический метод кинематического анализа
Исходные данные
Угловая скорость кривошипа: щ1 = -170 рад/с.
Длины звеньев АВ и АD: lAB = lAD = 0,09 м.
Длины звеньев BC и DE: lBC = lDE = 0,35 м.
Центр масс звеньев BC и DE: lBS2 = lDS4 = 0,3 lBC = 0,105 м.
Угол поворота кривошипа: ц1 = 30? … 360?, 30?.
Алгоритм расчета
Расчетная схема кинематической цепи приведена на рисунке 5.
Векторное уравнение по методу замкнутых векторных контуров имеет вид:
где l1 = lAB - длина кривошипа, м; l2 = lBC - длина шатуна, м.
Направляющий угол ц2 вектора l2 определяется по зависимости:
Рисунок 5 - Расчетная схема.
где ц1 - угол расположения начального звена 1; л2 - относительная длина звена 2.
Направляющие углы по величине определяются как углы между положительным направлением оси х и вектором в направлении против часовой стрелки.
Угловая скорость шатуна:
Угловое ускорение шатуна:
Положительные значения угловых параметров и соответствуют их направлению против часовой стрелки, отрицательные - по часовой стрелке.
Линейная координата точки С ползуна, отсчитывается от точки А:
Расстояние от левой (нижней) мертвой точки до ползуна:
Дифференцирование выражения (26) дает скорость ползуна:
Повторное дифференцирование дает ускорение ползуна:
Положение центра масс шатуна определятся линейными координатами:
где
При дифференцировании уравнений (30) и (31) получаются выражения для определения проекций скоростей на координатные оси:
Полная скорость:
В результате дифференцирования уравнений (32) и (33) получаются ускорения:
.
Направление вектора определяется аналогично углу .
Линейная скорость точки В:
Линейное ускорение точки В :
Кинематическая цепь ADE с теми же размерами элементов, что и для цепи ABC, будет иметь следующие значения соответствующих параметров движения в каждый момент времени:
Распечатка машинных данных
Таблица 1 Угловые параметры шатуна
|
n |
ц2 , град |
щ2 , рад/с |
е2 , рад/с2 |
|
3 |
0 |
43,71
|
0 |
|
|
2 |
352,82 |
38,17 |
3558 |
|
|
1 |
347,5 |
22,42 (22,52) |
6487 (6390) |
|
|
12 |
345,52 |
0 |
7690 |
|
|
11 |
347,5 |
-22,42 |
6487 |
|
|
10 |
352,82 |
-38,17 |
3558 |
|
|
9 |
0 |
-43,71 |
0 |
|
|
8 |
7,18 |
-38,17 |
-3558 |
|
|
7 |
12,5 |
-22,42 |
-6487 |
|
|
6 |
14,48 |
0 |
-7690 |
|
|
5 |
12,5 |
22,42 |
-6487 |
|
|
4 |
7,18 |
38,17 |
-3558 |
Таблица 2 Параметры ползуна
|
n |
xC , м |
VС , м/с |
aC , м/с2 |
|
3 |
0,180
|
0 |
-3270
|
|
|
2 |
0,165 |
9,37 |
-2598 |
|
|
1 |
0,126 |
15 (15,3) |
-966 (893) |
|
|
12 |
0,078 |
15,3 |
692 |
|
|
11 |
0,036 |
11,5 |
1635 |
|
|
10 |
0,009 |
5,93 |
1907 |
|
|
9 |
0 |
0 |
1932 |
|
|
8 |
0,09 |
-5,93 |
1907 |
|
|
7 |
0,036 |
-11,5 |
1635 |
|
|
6 |
0,078 |
-15,3 |
692 |
|
|
5 |
0,126 |
-15 |
-966 |
|
|
4 |
0,165 |
-9,37 |
-2598 |
Таблица 3 Параметры центра масс шатуна
|
n |
VS2 , м/с |
ИVS2 , м/с |
aS2 , м/с2 |
ИaS2 , м/с |
|
3 |
10,71 |
270 |
2802 |
180 |
|
|
2 |
12,36 |
311 |
2533 |
201,5 |
|
|
1 |
14,78 (14,3) |
334 |
1991 (1929) |
232,9 |
|
|
12 |
15,3 |
0 |
1832 |
276,3 |
|
|
11 |
13,81 |
22,8 |
2118 |
311,4 |
|
|
10 |
11,7 |
52,4 |
2341 |
336,7 |
|
|
9 |
10,71 |
90 |
2400 |
360 |
|
|
8 |
11,7 |
128 |
2341 |
23,35 |
|
|
7 |
13,81 |
157 |
2118 |
48,6 |
|
|
6 |
15,3 |
180 |
1832 |
83,7 |
|
|
5 |
14,78 |
201 |
1991 |
127,1 |
|
|
4 |
12,36 |
229 |
2533 |
158,5 |
Анализ результатов
Отклонения расчетных данных (приведены в скобках) от машинных незначительны и являются допустимыми, т.к. они меньше 5%.
1.7 Годографы скоростей и ускорений
Годограф - плавная кривая, соединяющая концы векторов. Используется при сложном движении исследуемой точки в отличие от прямолинейного движения ползуна. В полярной системе координат откладывается угол расположения вектора и затем в масштабе его длина. Масштаб годографа скорости центра масс шатуна
Масштаб годографа ускорения центра масс шатуна
В формулах (39) и (40) в числителе отрезок в мм, откладываемый на графике, в знаменателе - максимальные величины скоростей и ускорений из табл. 3. Для каждого положения кривошипа откладываем углы из табл. 3, а длины отрезков рассчитываем из формул (39) и (40):
2. Синтез зубчатого механизма
2.1 Геометрический расчет эвольвентного зубчатого зацепления
Исходные данные:
Число зубьев колеса 4: z4 = 16;
Число зубьев шестерни 5: z5 = 26;
Передаточное отношение планетарной передачи: u31H = 5,4;
Модуль планетарной ступени: mI = 5 мм;
Модуль простой ступени: mII = 6 мм.
Эвольвентные профили зубьев позволяют оптимизировать зацепление по незаострению, по неподрезанию и другим условиям. Подбор оптимальных коэффициентов смещения x1 и x2 позволяет вписать межосевое расстояние аw в стандартные значения и улучшить основные критерии работоспособности и расчета: износостойкость, изгибную и контактную прочность. рычажный годограф зубчатый зацепление
Выбор оптимального смещения.
Минимально необходимый коэффициент смещения из условия неподрезания:
Делительное межосевое расстояние
Т.к. заданное число зубьев шестерни z4 < 17, то при нарезании её методом обкатки инструментом реечного типа ножка зуба будет подрезана. Для недопущения подрезания шестерню надо нарезать со смещением инструмента, что приведёт к необходимости увеличения . Принято межосевое расстояние = 130 мм, которое превышает на 4 мм, что меньше заданного модуля mII = 6 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения
Угол зацепления
где б - угол профиля; б = 20є.
Коэффициент суммы смещений
где invб = tgб - б - тригонометрическая функция инволюта [1]; угол профиля; invб = 0,014904.
Принято по рекомендации преподавателя приняты: x1 = 0,5; x2 = 0,23.
Расчет геометрии зацепления
Делительные диаметры:
,
где - модуль зацепления;
-число зубьев шестерни или колеса.
Основные диаметры
.
Шаг зубьев по делительной окружности:
,
Высота головки зуба:
,
где = 1 - коэффициент высоты головки зуба.
Радиальный зазор:
,
где = 0,25 - коэффициент радиального зазора.
Межосевое расстояние:
,
где - делительное межосевое расстояние;
- коэффициент воспринимаемого смещения.
Коэффициент уравнителього смещения:
.
Диаметры вершин:
Диаметры впадин:
Толщина зубьев по окружности любого диаметра равна:
.
Коэффициент перекрытия:
.
Основной шаг:
Угловой шаг:
Высота зуба с учетом уравнительного смещения:
Значение коэффициента перекрытия, найденное графическим способом:
,
где А1А2 = gб - длина активной линии зацепления, мм.
Численные значения основных параметров зацепления рассчитаны на ЭВМ по программе ТМ21 в системе GWBASIC. Они приведены в табл. 4.
Таблица 4 Геометрические параметры эвольвентного цилиндрического зацепления
|
Параметры, единицы измерения |
Величина |
||
|
1 |
Коэффициент смещения шестерни |
0,5 |
|
|
2 |
Коэффициент смещения колеса |
0,23 |
|
|
3 |
Коэффициент суммы смещений |
0,73 |
|
|
4 |
Коэффициент воспринимаемого смещения |
0,67 |
|
|
5 |
Коэффициент уравнительного смещения |
0,06 |
|
|
6 |
Угол зацепления, град |
24?20`27“ |
|
|
7 |
Межосевое расстояние, мм |
130 |
|
|
8 |
Делительное межосевое расстояние, мм |
126 |
|
|
9 |
Делительный радиус шестерни, мм |
48 |
|
|
10 |
Делительный радиус колеса, мм |
78 |
|
|
11 |
Основной радиус шестерни, мм |
45,12 |
|
|
12 |
Основной радиус колеса, мм |
73,32 |
|
|
13 |
Начальный радиус шестерни, мм |
49,52 |
|
|
14 |
Начальный радиус колеса, мм |
80,48 |
|
|
15 |
Радиус вершин шестерни, мм |
56,62 |
|
|
16 |
Радиус вершин колеса, мм |
83 |
|
|
17 |
Радиус впадин шестерни, мм |
43,5 |
|
|
18 |
Радиус впадин колеса, мм |
71,88 |
|
|
19 |
Шаг зацепления, мм |
18,85 |
|
|
20 |
Высота зуба, мм |
13,12 |
|
|
21 |
Делительная толщина зуба шестерни, мм |
11,61 |
|
|
22 |
Делительная толщина зуба колеса, мм |
10,43 |
|
|
23 |
Основная толщина зуба шестерни, мм |
12,26 |
|
|
24 |
Основная толщина зуба колеса, мм |
11,99 |
|
|
25 |
Начальная толщина зуба шестерни, мм |
10,72 |
|
|
26 |
Начальная толщина зуба колеса, мм |
8,72 |
|
|
27 |
Толщина зуба по окружности вершин шестерни, мм |
2,99 |
|
|
28 |
Толщина зуба по окружности вершин колеса, мм |
4,37 |
|
|
29 |
Радиус окружности между rw и ra шестерни, мм |
53,07 |
|
|
30 |
Радиус окружности между rw и ra колеса, мм |
82,74 |
|
|
31 |
Толщина зуба по промежуточной окр. шестерни, мм |
7,54 |
|
|
32 |
Толщина зуба по промежуточной окр. колеса, мм |
6,73 |
|
|
33 |
Длина активной линии зацепления, мм |
23,61 |
|
|
34 |
Передаточное отношение |
1,63 |
|
|
35 |
Коэффициент перекрытия |
1,33 |
Анализ распечатки
1. x1 > x1min ; 0,5 > 0,06 - условие отсутствия подрезания выполняется;
6. бw > б; 25? > 20? - условие выполняется;
27. Sа1 > 0,25m; 2,99 мм > 1,5 мм - условие отсутствия заострения выполняется;
35. еб > 1,2; 1,33 > 1,2 - условие непрерывности зацепления выполняется.
Построение картины зубчатого зацепления
Картина зацепления построена в масштабе 4:1. Построения ведутся в следующей последовательности:
1. Проводится межосевое расстояние O1O2 = бw.
2. Вычерчиваются основные окружности радиусами и
3. Проводится линия зацепления как общая касательная к обеим основным окружностям. Линия зацепления пересекает линию центров в полюсе P.
4. Вычерчиваются начальные окружности радиусами и
5. Строятся эвольвенты. Эвольвенту описывает каждая точка прямой, катящаяся без скольжения по основной окружности.
6. Вычерчиваются окружности вершин и впадин , ограничивающих профиль зуба в радиальном направлении, а также делительные окружности ; точки пересечения окружностей вершин и линии зацепления ограничивают активную линию зацепления длиной
7. Откладываются толщины зубьев по начальным окружностям.
8. Вычерчиваются профили зубьев штриховыми линиями в момент входа и выхода из зацепления (в точках А1 и А2).
9. Проводится ось симметрии соседнего зуба по угловому шагу ф.
10. Строятся 3 зуба на шестерне и колесе. Эвольвенты и окружности впадин сопрягают переходной кривой радиуса сf .
11. Наносятся на чертеж все необходимые точки.
Построение диаграмм удельного скольжения и коэффициента давления
При работе передачи происходит не только перекатывание, но и скольжение профилей друг относительно друга. Удельное скольжение определяется отношением скорости скольжения к тангенциальной составляющей скорости точки контакта:
С учётом параметров зацепления
;
,
где i21 -- передаточное отношение; g -- длина линии зацепления В1В2:
g = aw sin w;
х -- расстояние, отсчитываемое от точки В1; хmin = 0; хmax = g.
Диаграмму строят в масштабе:
где -максимальная ордината диаграммы,
-максимальное удельное скольжение.
Абсциссы диаграмм ограничивают активной линей зацепления , в пределах которой кривые очерчивают линиями видимого контура, за пределами штриховыми линиями. Пространство между линиями и заштриховывается общими ординатами, характеризующими суммарное скольжение профилей друг относительно друга. Выше оси диаграмм кривые соответствуют скольжению на головках, ниже - на ножках зубьев.
Диаграмма удельного давления строится в масштабе м? на длине B1B2. Практическое значение имеет кривая на длине , где она очерчивается сплошной основной линией.
Однако предварительно в зоне двухпарного зацепления ординаты необходимо уменьшить вдвое. Для этого от точек A1A2 по длине линии зацепления откладывается основной шаг . Между засечками удельное давление будет иметь полную величину вследствие однопарности зацепления, а за их пределами - уменьшенную в 2 раза. Зона двухпарного зацепления составляет
Значения , и г берутся из таблицы 5.
Таблица 5 Данные к построению диаграмм
|
Номер точки |
Расстояние от точки B1 , мм |
Удельное скольжение шестерни |
Удельное скольжение колеса |
Коэф. давления |
|
|
1 |
5,29 |
-4,61 |
0,82 |
1,26 |
|
|
2 |
10,59 |
-1,5 |
0,6 |
0,71 |
|
|
3 |
15,5 |
-0,51 |
0,34 |
0,54 |
|
|
4 |
20,42 |
0 |
0 |
0,47 |
|
|
5 |
27,31 |
0,41 |
-0,69 |
0,45 |
|
|
6 |
34,2 |
0,65 |
-1,87 |
0,48 |
|
|
7 |
43,9 |
0,86 |
-6,36 |
0,76 |
Контрольные параметры
Контроль точности размеров элементов зубчатого колеса осуществляются по ряду параметров: длина общей нормали W , толщина зуба по хорде S на заданном диаметре, постоянной хорды Sc , высоты зуба до постоянной хорды и другие. В курсовом проекте рассчитывают длины постоянной хорды и и кратчайшее расстояние от вершины зуба до средней точки постоянной хорды и
Длина постоянной хорды:
Высота до постоянной хорды:
Таблица 6 Контрольные параметры
|
Параметры шестерни, m = 6 мм; z1 = 16 |
|||
|
1 |
Число зубьев общей нормали |
3 |
|
|
2 |
Длина общий нормали, мм |
47,82 |
|
|
3 |
Длина постоянной хорды, мм |
10,08 |
|
|
4 |
Высота до постоянной хорды, мм |
6,34 |
|
|
Параметры колеса, m = 6 мм; z2 = 26 |
|||
|
1 |
Число зубьев общей нормали |
4 |
|
|
2 |
Длина общий нормали, мм |
65,16 |
|
|
3 |
Длина постоянной хорды, мм |
8,86 |
|
|
4 |
Высота до постоянной хорды, мм |
5 |
2.2 Подбор и проверка чисел зубьев планетарного механизма
Подбор чисел зубьев на ПЭВМ - единственный способ решения этой задачи, так как необходимо перебрать большое число комбинаций чисел зубьев. Расчеты на ПЭВМ гарантирует выполнение всех условий кинематики: соосности, сборки, соседства, отсутствие интерференции и минимальные габариты.
Таблица 7 Расчет чисел зубьев планетарной передачи
|
Редуктор Джеймса |
|||
|
1 |
Число зубьев солнечного колеса |
17 |
|
|
2 |
Число зубьев сателлитов |
28 |
|
|
3 |
Число зубьев корончатого колеса |
73 |
|
|
4 |
Передаточное отношение |
5,29 |
|
|
5 |
Отклонение передаточного отношения |
-2% |
|
|
6 |
КПД редуктора |
93,6% |
Проверка:
1. Условие кинематики:
;
;
Условие кинематики выполняется.
2. Условие соосности:
;
.
Условие соосности выполняется.
3. Условие соседства:
;
.
Условие соседства выполняется.
4. Условие сборки:
;
.
Условие сборки выполняется.
5. Условие правильности зацепления:
При данных числах зубьев интерференции нет, так как при z2 = 28 должно соблюдаться условие: z3 > 35 [1]. 73 > 35. Условие правильности зацепления выполняется.
d1 = mz1 = 6·17 = 102 мм;
d2 = mz2 = 6·28 = 168 мм;
d3 = mz3 = 6·73 = 438 мм.
Межосевое расстояние a = 0,5m(z1+ z2) = 0,5·6·(17+ 28) = 135 мм.
Заключение
В ходе выполнения курсового проекта выполнен структурный анализ плоского рычажного механизма, кинематический анализ с определением основных кинематических параметров графическим и аналитическим методами. построены планы положений, скоростей и ускорений механизма. Построены кинематические диаграммы.
Выполнен расчет геометрии эвольвентного зубчатого зацепления, определены основные параметры зубчатых колес. Определены числа зубьев сложного зубчатого механизма.
Список литературы
1. Глухов Б. В. Курс теории механизмов и машин. Учебное пособие. Изд-во СГУПСа. 2006. -388 с.
2. Глухов Б. В. Курсовое проектирование по теории механизмов.. Учебное пособие. Изд-во СГУПСа. 2008. -183 с.
3. СТО СГУПС 1.01СДМ.01-2012. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Изд-во СГУПСа. 2012. 66 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Проектирование и исследование механизмов 2-х цилиндрового V-образного двигателя внутреннего сгорания. Структурный анализ и степень подвижности механизма, расчеты его элементов. Кинематическое и силовое исследование многозвенного зубчатого механизма.
курсовая работа [2,8 M], добавлен 20.06.2013Кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Силы и моменты, действующие в КШМ. Определение скоростей и ускорений поршня и шатуна, избыточного давления продуктов сгорания. Приведение масс деталей. Уравновешивание двигателя.
курсовая работа [1017,4 K], добавлен 24.03.2015Определение реакций в кинематических парах. Геометрический расчет параметров прямозубого, цилиндрического эвольвентного зацепления. Построение плана ускорений. Силовой расчет ведущего звена. Определение равнодействующей силы давления механизма на стойку.
курсовая работа [884,8 K], добавлен 25.04.2016Характеристика компрессоров подвижного состава железных дорог. Определение скоростей звеньев с помощью плана и кинетостатический расчет механизма. Расчет сил полезного сопротивления при расчете компрессора, геометрический синтез зубчатого зацепления.
методичка [759,6 K], добавлен 05.04.2009Кинематика и динамика ДВС, приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма. Расчет поршня, кольца и пальца бензинового двигателя. Конструкция поршневой головки шатуна бензинового двигателя. Расчет гильзы и шпильки головки блока цилиндров ДВС.
курсовая работа [4,8 M], добавлен 04.02.2016Состав двигателя внутреннего сгорания. Определение значений переменной силы давления газов на поршень. Расчет основных размеров колес и передачи. Построение картины зацепления. Проверка работоспособности зубчатой передачи. Расчет момента инерции маховика.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 11.04.2016Тепловой расчёт двигателя. Определение основных размеров и удельных параметров двигателя. Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна. Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизеля. Динамика и уравновешивание двигателя внутреннего сгорания.
курсовая работа [396,0 K], добавлен 18.12.2015Тепловой расчёт автомобильного двигателя. Определения пути, скорости и ускорения поршня. Динамический и кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма. Методика расчетного определения момента инерции маховика и крутильных колебаний коленчатого вала.
курсовая работа [3,5 M], добавлен 26.02.2014Тепловой расчет двигателя, характерные объёмы цилиндров. Параметры состояния газа перед впускными клапанами. Индикаторные показатели двигателя. Определение масс движущихся частей кривошипно-шатунного механизма. Нагрузочная характеристика двигателя.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.01.2014Кинематическое исследование механизма. Построение планов положений, скоростей и ускорений, а также кинематических диаграмм. Определение сил и моментов сил, действующих на звенья механизма. Расчет мгновенного механического коэффициента полезного действия.
курсовая работа [275,2 K], добавлен 28.01.2014Расчет необходимой номинальной мощности и рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания автомобиля. Определение среднего индикаторного давления и теплового баланса двигателя. Вычисление сил и моментов, воздействующих на кривошипно-шатунный механизм.
курсовая работа [159,9 K], добавлен 12.11.2011Расчёт двигателя внутреннего сгорания для автотранспортного средства; определение рабочего цикла и основных геометрических параметров; подбор газораспределительного механизма. Кинематический и динамический анализ КШМ, расчёт элементов системы смазки.
курсовая работа [700,8 K], добавлен 09.10.2011Определение скорости, ускорения, силы инерции звеньев механизма и давления в кинематических парах. Параметры нулевого зацепления зубчатых колес. Влияние изменения скорости скольжения на качество работы передачи. Значение коэффициента перекрытия.
курсовая работа [303,4 K], добавлен 15.01.2011Особенности конструкции и рабочий процесс автомобильного двигателя внутреннего сгорания. Тепловой, динамический и кинематический расчет двигателя. Построение индикаторных диаграмм, уравновешивание двигателя. Расчет и проектирование деталей и систем.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 08.02.2012Двигатель внутреннего сгорания. Простейшая принципиальная схема привода автомобиля. Кинематический и динамический анализ кривошипно-шатунного механизма. Силовой расчет трансмиссии автомобиля. Прочностной расчет поршня и поршневого пальца двигателя.
курсовая работа [31,6 K], добавлен 06.06.2010Расчет скоростной характеристики, номинальной мощности двигателя. Основные параметры, характеризующие работу дизеля. Процесс впуска, сжатия, сгорания и расширения. Построение индикаторной диаграммы. Тепловой, кинематический, динамический расчет двигателя.
курсовая работа [1012,7 K], добавлен 21.01.2015Кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Определение крутящего момента двигателя и равномерности его хода. Характеристика конструктивного узла. Вычисление параметров клапана, пружины и вала газораспределительного механизма.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 22.05.2012Назначение, устройство и работа газораспределительного механизма автомобиля. Основные неисправности ГРМ. Периодичность, перечень и трудоемкость выполнения работ. Виды технического обслуживания и последовательность ремонта двигателя внутреннего сгорания.
курсовая работа [553,8 K], добавлен 17.08.2016Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания. Параметры рабочего тела и остаточных газов. Процессы впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска. Внешние скоростные характеристики, построение индикаторной диаграммы. Расчет поршневой и шатунной группы.
курсовая работа [4,2 M], добавлен 17.07.2013Расчет параметров рабочего процесса карбюраторного двигателя, индикаторных и эффективных показателей. Тепловой баланс двигателя внутреннего сгорания. Расчет и построение внешних скоростных характеристик. Перемещение, скорость и ускорение поршня.
курсовая работа [115,6 K], добавлен 23.08.2012
