Автор работы: Пользователь скрыл имя, 02 Июня 2012 в 18:47, курсовая работа
Тепловые двигатели могут быть разделены на две основные группы. Двигатели с внешним сгоранием - паровые машины, паровые турбины, двигатели Стирлинга и т.д. Двигатели внутреннего сгорания. В качестве энергетических установок автомобилей наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания, в которых процесс сгорания топлива с выделением теплоты и превращением ее в механическую работу происходит непосредственно в цилиндрах. На большинстве современных автомобилей установлены двигатели внутреннего сгорания.
Введение 8
1 Кинематический анализ рычажного механизма 16
1.1 Структурный анализ рычажного механизма 16
1.2 Кинематический анализ 18
1.3 Определение положений и построение планов механизма 20
1.4 Построение планов скоростей 22
1.5 Построение планов ускорений 23
1.6 Метод кинематических диаграмм
2 Силовой расчёт рычажного механизма ДВС
2.1 Выбор расчётного положения механизма
2.2 Силовой расчёт рычажного механизма ДВС 31
2.3 Кинетостатический расчёт механизма ДВС 31
2.4 Теорема Н.Е. Жуковского 37
3 Редуктор 38
3.1 Динамический анализ рычажного механизма 3
3.2 Выбор электродвигателя 3
3.3 Выбор схемы редуктора 3
3.4 Определение вращающих моментов на валах 3
4 Конструирование и расчет одноступенчатого редуктора 41
4.1 Расчет допускаемых напряжений 4
4.2 Выбор материала и термической обработки 4
4.3 Допускаемые контактные напряжения 42
4.4 Расчет межосевого расстояния 43
4.5 Расчет основных размеров колеса 44
4.6 Определение сил в зацеплении 47
4.7 Проектный расчет валов 47
4.8 Быстроходный вал 47
4.9 Тихоходный вал 48
4.10 Расчет прочности шпоночных соединений 49
4.11 Расчёт подшипников на заданный ресурс 50
4.12 Выбор муфт 52
4.13 Расчет деталей корпуса 53
4.14 Смазка редуктора 53
5 Сборка редуктора 54
Заключение 55
Библиографический список 56
Приложение А Спецификация 57
ψba = 0,315- коэффициент ширины (из ряда стандартных чисел на промежутке 0,315…0,4 для передач внутреннего зацепления) /3,с.20/;
ψbd - коэффициент ширины, вычисляемый по формуле/3, с.20/:
ψbd = 0,5∙ψbа(UР - 1).
ψbd = 0,5∙0,315∙(5,88 - 1) = 0,7686;
KH=1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
контактных линий (при твердости не больше 350HB) /3, с.20/:
aw=43∙(5,88-1)∙[(1∙539000)/( 0,315∙5,882∙11302)]1/3=7180
Определим диаметры dп валов в местах установки подшипников и делительный диаметр d1 шестерни.
-Для входного вала:
d=(6…7)∙(T1)1/3
d = (6…7)∙(93,5)1/3=(20,4…23,8) [мм]
Диаметр б/х вала должен быть согласован с диаметром вала электродвигателя:
d=21[мм]
dп=d+2tкон,
dп=21+2∙2=25 [мм]
dп=25[мм]
-Для выходного вала:
d=(5…6)∙(T2)1/3
d = (5…6)∙(539)1/3=(24,3…40,5)
По таблице /3, табл.12.5/ принимаем:
d =30 мм
dп=d+2 tкон,
dп=30+2∙2,5=35 [мм]
Округляем до стандартного значения:
dп=35 [мм]
делительный диаметр шестерни:
d2=2∙aw/U-1
d2=2∙80/4,88=32 [мм]
Проверим передачу по условию размещения подшипников:
amp=0,5*(DБ+DT) +∆,
где ∆=(ТТ)1/3=(539) 1/3=8,14 мм
DБ=62, DT=80
amp=0,5*(62+80) +8,14=79,14 мм
amp=79,14, т.к. amp< aw Выбираем межосевое расстояние:aw=80
4.1.4 Расчет основных размеров колеса
Определим предварительные размеры колеса. Диаметр колеса и ширину и определяем по формулам:
Делительный диаметр:
d’2=2aW uр/(uр-1)
d’2=2∙80∙5,88/4,88=192,786[мм]
Ширина:
b2=ba∙aW
b2 = 0,315∙80=26 [мм]
Модуль передачи
Предварительное значение модуля определяют по формуле:
m'min=2Km∙T2/d’2∙b2∙[σ]F
m’min=2∙5,8∙539∙103/(192,786∙
Минимальный угол наклона зубьев
β=arcsin(4∙m/ b2)= arcsin(4∙1,5/ 26)= 13,34 о
Определим суммарное число зубьев колеса и шестерни:
zs=2∙aWcos β /m
zs=2∙80 cos 13,34 /1,5 =103-округлили в меньшею сторону
Тогда действительное значение угла β:
β =arccos(zs∙m/(2∙ aw)) = arccos(103∙1,5/(2∙ 80))= 15,06645 о
Окончательно число зубьев шестерни:
z1=zs/(U-1)
z1= 103/(5,88-1)=200 /6,35=21,1
Принимаем z1= 21
Окончательное число зубьев колеса с внутренним зацеплением
z2=zs+z1
z2= 103+21=124
Фактическое передаточное число определяем по формуле:
Uф=z2/z1
Uф=124/21=5,9
Отклонение от заданного передаточного числа
U=(Uф-U)∙100/U
U=(5,9-5,88)∙100/5,88=0,34 %<4 %
Геометрические размеры колес
Делительные диаметры:
- шестерни:
d1=z1∙m/cosβ=z1∙m
d1=21∙1,5/0,966=32 [мм]
- колеса:
d2=2∙aw+d1
d2=2∙80+32=192 [мм]
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колёс
-шестерни:
da1=d1+2∙m
da1=32+2∙1,5=35 [мм]
df1=d1-2,5∙m
df1=d1-2,5∙m= 32-2,5∙1,5=28,25 [мм]
-колеса внутреннего зацепления:
da2=d2–2∙m
da2=d2 – 2∙m= 192-2∙1,5=189 [мм]
df2=d2+2,5∙m
df2=189+2,5∙1,5=192,75 [мм]
Ширина шестерни:
b1=1,08∙b2
b1=1,08∙26=28,08 35 [мм]
Глубина канавки:
h=2,5∙m
h=2,5∙1.5=3,75[мм]
Толщина диска:
С=(0,35-0,4)∙b2
C=0,35∙26=9,1 [мм]
-проверка пригодности заготовок колес:
Для шестерни
Dзаг =35+6=41 мм
Dзаг Dпр , 41 80 мм - условие выполняется /3, с. 24/
Для колеса
Sзагб = 26+4 =30 мм
Sзаг Sпр, 30 80 мм – условие выполняется /3, с. 24/
-проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
4.1.5 Определение сил в зацеплении
Окружная сила:
Ft=2T2/d2
Ft=2∙539∙103/193=5615 [H]
Радиальная сила:
Fr=Ft∙tg()/cos(β),
Fr=4,4∙103 tg20о/cos15,06645о=2116 [H]
Осевая сила Fа будет равна :
Fa=Ft tgβ
Fa=1512 [H]
4.2 Проектный расчет валов
Для построения компоновочной схемы (приложение Б) следует дополнительно определить некоторые размеры участков валов.
4.2.1 Быстроходный вал
Быстроходный вал имеет участок для установки полумуфты и участки, на которых нарезают зубья шестерни. На конце вала нарезают зубья одноступенчатой зубчатой передачи.
Ранее нашли для входного вала:
d=21 [мм]; dп =25 [мм]
Диаметр вала под шестерню:
dбп=dп+3∙r,
где r=2,5 –координата фаски кольца подшипника /3, с.47/
dбп= 25+3∙2,5=32, [мм]
Наружный диаметр шестерни dа1=35 мм мало отличается от dбп=32,5,
Длина посадочного конца:
lмб=1,5∙d
lмб=1,5∙21=31,5 [мм]
Длина цилиндрического участка конического конца:
0,15∙d=0,15∙21 3,2 [мм]
Длина lр и диаметр dр резьбы:
dр=0,9[d-0,1∙lмб]
dр=0,9[21-0,1∙31,5]=16 [мм]
Длина промежуточного участка
lкб=1,4∙dп (92)
lкб=1,4∙25=35 [мм]
4.2.2 Тихоходный вал
Ранее нашли для выходного вала:
d=30 [мм]; dп =35[мм]
Диаметр вала под колесо:
dбп= dп +3∙r,
где r=3 –координата фаски кольца подшипника
dбп=41[мм]
Зазор между зубчатым колесом стенкой корпуса редуктора:
a (L)1/3+3, (93)
где L –наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач
a(192)1/3+3=9 [мм]
Длина посадочного конца:
lмт=1,5∙d
lмт=1,5∙30=45 [мм]
Длина цилиндрического участка конического конца:
0,15∙d=0,15∙30=4,5 [мм]
Длина lр и диаметр dр резьбы:
dр=0,9[d-0,1∙ lмт]
dр=0,9[30-0,1∙45]=23 [мм]
Примем стандартное значение dр=24
Длина промежуточного участка:
lкт=1,2∙d
lкт=1,2∙35=42 [мм]
4.3 Расчёт шпоночного соединения
Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размер сечения шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 в соответствии с таблицей /3,с.488/
Тихоходный вал
На нём закреплено зубчатое колесо. Диаметр под посадку колеса d=35 мм. Напряжения смятия и условия прочности по формуле:
σсм =2∙ Т/((h-t1)∙ lp∙ dср) (95)
По диаметру вала d=35 мм выбираем размеры сечения призматической шпонки b=10 мм, h=8 мм, t1=5 мм Выбираем длину шпонки l=42 мм
lp=l-b=42-10=32 [мм]
Размеры выбранной шпонки 10832
Проверяем выбранную шпонку на смятие:
σсм =2∙539000/((8-5)∙32∙192)=58,5 МПа,что меньше 190 МПа
Основные размеры шпонки на коническом участке вала:
dср=30 мм, bh=87, l=56мм, t1=4 мм.
lp=l-b=255-8=247 [мм]
Проверяем выбранную шпонку на смятие:
σсм =2∙539000/((8-4)∙247∙30)=36,37 МПа
Окончательно принимаем шпонку: 8745
Быстроходный вал:
Основные размеры шпонки на коническом участке вала: dср=25мм, bh=66, t1=3,5мм.
lp=l-b=166,5-6=160,5 [мм]
Проверяем выбранную шпонку на смятие:
σсм =2∙935000/((6-3,5)∙160∙25)=18,
что меньше 190 МПа Окончательно принимаем шпонку: 6630
Информация о работе Кинематика, динамика и конструирование привода двигателя внутреннего сгорания