Проектування та дослідження механізму двигуна внутрішнього згоряння

ОМСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ АГРАРНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра деталей машин та інженерної графіки

Пояснювальна записка до

Курсового проекту з Теорії механізмів і машин

Тема: Проектування та дослідження механізму двигуна внутрішнього згоряння

Завдання № 5

Виконавець: Бельченко

Денис Вікторович

Студент 25 групи,

Факультет механізації с.г.

Керівник Сакара Д.В.

ОМСЬК 2001

ЗМІСТ

1. Завдання.

2. Структурний і кінематичне дослідження важільного механізму.

2.1 Визначення ступеня рухливості і класу механізму.

2.2 Визначення положень ланок і переміщень поршня.

2.3 Визначення швидкостей точок і ланок механізму.

2.4 Визначення прискорень точок і ланок механізму.

2.5 Побудова годографів швидкостей і прискорень центру мас шатуна.

2.6 Побудова кінематичних діаграм.

3. Зусилля, що діють на поршень.

3.1 Побудова індикаторної діаграми робочого процесу двигуна.

3.2 Побудова діаграми сил діючих на поршень.

4. Результуюча сила інерції шатуна.

4.1 Результуюча сила інерції шатунів для положення холостого ходу.

5. Силове дослідження механізмів.

5.1 Силове дослідження групи шатун - поршень для положення холостого ходу.

5.2 Силове дослідження групи початкової ланки для положення холостого ходу.

5.3 Визначення врівноважує сили F _у спосіб важеля Н.Є. Жуковського.

5.4 Силове дослідження механізму двигуна для положення робочого ходу.

6. Зміщене зачеплення зубчастої пари.

6.1 Вибір коефіцієнтів зміщення вихідного контуру.

6.2 Розрахунок основних геометричних параметрів.

7. Побудова евольвентного зміщеного зачеплення циліндричних коліс z ₁ і z ₂ і його

дослідження.

7.1 Викреслювання профілів.

7.2 Довжина лінії зачеплення - q.

7.3 Активні профілі зубів.

7.4 Кут торцевого перекриття і дуга зачеплення.

7.5 Визначення коефіцієнтів Е  торцевого перекриття.

7.6 Питомий ковзання.

7.7 Коефіцієнт  питомого тиску.

7.8 Перевірка на заклинювання.

7.9 Зусилля, діючі в зачепленні.

8. Планетарний редуктор.

8.1 Підбір числа зубів коліс z ₃ та z _4.

8.2 Визначення основних розмірів коліс z _3, z _4, z _5, z _6.

8.3 Швидкість обертання коліс.

8.4 Кінематичне дослідження передачі графічним способом.

9. Потужність Е _М, що передається на приводний вал машини.

9.1 ККД планетарного редуктора.

9.2 Визначення величини у ^|.

9.3 Визначення загального ККД передачі.

10. Наведений момент інерції ланок.

10.1 Визначення результуючого приведеного моменту інерції ланок всього двигуна.

10.2 Величина приведеного моменту інерції ланок одного механізму.

10.3 Складання таблиці 6.

10.4 Побудова діаграми J ₃ =  _ ().

11. Наведені моменти сил і потужність двигуна.

11.1 Результуючий приведений момент рушійних сил.

11.2 Момент сил опору.

11.3 Приріст кінетичної енергії машини  Є.

11.4 Визначення потужності двигуна і коефіцієнтів  ^{'нерівності} його ходу при роботі без маховика.

12. Розрахунок маховика.

12.1 Визначення приведеного моменту інерції маховика.

12.2 Визначення основних моментів маховика.

13. Кутова швидкість кривошипного валу.

13.1 Кутова швидкість  кривошипного валу для будь-якого положення механізму.

13.2 Величина початкової кінетичної енергії.

13.3 Визначення величини Е _ок.

13.4 Визначення величини Е _від.

13.5 Істинне значення Е _о.

13.6 Обчислення значень  для всіх 24 ^х положень.

Література.

1.Заданіе

1.1. Провести структурний, кінематичне, Кінетостатіческій і динамічне дослідження важільного механізму двигуна з маховиком і зубчатим приводом.

1.2. Виконати проектування зубчастої пари, планетарного редуктора і маховика згідно з комплекту схемами, діаграмами і вихідним даним.

2.Структурное і кінематичне дослідження важільного механізму

2.1 Ступінь рухливості механізму визначається за структурною формулою Чебишева

W = 3 n - 2 P 5 - P 4

де W-ступінь рухливості кінематичної мети,

n-число рухомих ланок ланцюга,

P 5-число кінематичних пар V класу,

P 4-число пар IV класу

У розглянутій ланцюга рухомих ланок -3:

1. кривошип - ланка 2;

2. шатун - ланка 3;

3. поршень - ланка 4.

Пар V класу - 4: ​​три обертальні пари (О, С і В) і одна поступальна (Д). Пар IV класу немає.

W = 3 _* 3 - 2 _* 4 = 1; W = 1.

Дана кінематичний ланцюг є механізм, тому що ступінь рухливості дорівнює числу головних ланок.

2.1.2. Для визначення класу механізму розчленовуємо його на групи. Першою отчленяет групу, утворену ланками 3 та 4. Після цього залишається основний механізм, що становить зі стійки і початкової ланки -2.

Таблиця 1

З таблиці 1 видно, що механізм утворений групами не вище II класу, отже, механізм також II класу. Формула будови механізму:

I (1, 2 / 0) - II (3, 4 / C, У, Д)

2.2 Визначення положення ланок і переміщень поршня (повзуна)

2.2.1. Будуємо плани механізму в масштабі довжин -  _L = 0,001 м / мм для 12 равностоящих один від одного положень кривошипа. Початкове положення кривошипа. Значення кутів повороту кривошипа для кожного з 12 положень заносимо в таблицю 2 рядок 1.

2.2.2. Переміщення поршня (В0 В1, В2 В0 і т.д.) заносимо в таблицю 2 рядок 2, з урахуванням масштабу шляху  _S:  _S =  _L = 0,001 м / мм.

Для положення 10 переміщення поршня: S _В10 =  _S (ВоВ ₁₀₎ = ^0,001. 22 = 0,022 м.

2.2.3. Побудова траєкторії центру мас шатуна.

Відрізок з S _ш (на кресленні) зображуємо в масштабі  _L відстані і _ш:

(З S _ш) = е _ш /  _L = 0,075 / 0,001 = 75 мм.

2.3 Визначення швидкостей точок і ланок механізму

2.3.1. Швидкості визначаємо способом планів.

V _c /  _v = K L _oc /  _L;  _v =   _L / k; де k - коефіцієнт кратності.

Приймаються k = 1, тоді масштаб плану швидкостей визначається:   _v =   _L

2.3.2. Плани швидкостей для всіх 12 положень будуємо при двох полюсах; при одному полюсі - для всіх парних положень, при іншому - для всіх непарних.

Кутова швидкість кривошипа:

    n / 30 = 3,14 _* 1700/30 = 177,9 рад / с.

Лінійна швидкість V _з осі кривошипа - точки С:

V _з =   r = 177,9 _* 0,07 = 12,45 м / с.

Лінійна швидкість V _sk центру мас кривошипа - точки S _k:

V _sk =   e _k = 177,9 _* 0,025 = 4,44 м / с.

Масштаб швидкостей на плані:

 _v =   _L = 177,9 _* 0,001 = 0,1779 м / с / мм.

Довжина вектора, який зображує швидкість V _c-точки С:

(PC) = V _c /  _v = 12,45 / 0,1779 = 70 мм.

2.3.3. Швидкість V ст точки В визначається наступними рівняннями:

V _в = V _c + V _{в c;}

V _в = V _{в x} + V _{ст x;}

V _вх = 0; V в = V _ввх;

V _в =  _v (P в) = 0,1779 _* (-65) = -11,5 м / с;

V _{в c} =  _v (Св) = 0,1779 _* 36 = 6,32 м / с.

2.3.4. Кутова швидкість шатуна:

 _ш =   _НД = V _НД / L _св = 6,3 / 0,25 = 25,2 рад / с.

де L св - довжина шатуна в метрах.

2.3.5.Определяем V _{s ш} - швидкість центру мас шатуна (точка S _ш):

V _{s ш} = V _c + V _{s ш c;}

V _{s ш c} =  _v (CS ш)

(CS ш) = L _{з s ш} / L _св (св) = (0,075 / 0,25) св = 0,3 (св).

Для положення 10:

(CS ш) = 0,3 _* 36 = 10,8 мм.

V _{s ш} =  _v (Р s ш); м / с.

(Р s ш) = 66 мм.

V _{s ш} =  _v (Р s ш) = 0,1779 _* 66 = 11,68 м / с.

2.4 Визначення прискорень точок і ланок механізму

2.4.1. Прискорення визначаємо способом планів, які будуємо на кресленні також у масштабі кривошипа.

( c) = k (ос), де k - коефіцієнт кратності k = 1.

а _з /  _а = k L _oc /  _L;  _а =  ²  _L / k.

 _а =  ²  _L.

2.4.2. Будуємо плани 4-х прискорень для 12 положень.

Лінійне прискорення а _з осі кривошипа - точки С:

а _з = а _з ⁿ + а _з ^t

Точка С обертається навколо осі О рівномірно ( = const), а _з ^t = 0

а _з = а _з ⁿ =  ² _* r = 177,9 ² _* 0,07 = 2215,38 м / с ^2.

Лінійне прискорення a _sk центру мас кривошипа - точки S _k:

a _sk =  ² _* е _​​k = 177,9 ² _* 0,025 = 791,21 м / с ^2.

Масштаб прискорень на плані:

 _а =  ² _*  _L = 177,9 ² _* 0,001 = 31,6 м / с ² / мм.

( c) = а _с /  _а = 2215,38 / 31,6 = 70 мм.

2.4.3. Прискорення а _в ⁿ точки В визначається наступними рівняннями:

а _в = а _з + а _НД = а _в + а _НД ⁿ + а _НД ^t.

а _в = а _{в x} + А _{ст x;} а _{в x} = 0.

а _в = а _{ст x.}

Для положення 10: V _НД ² = 6,32 ² = 39,9 м / с

а _НД ⁿ = V _НД ² / L _НД = 39,6 / 0,25 = 158,7 м / с ^2.

(З n) = а _НД ⁿ /  _а = 158,7 / 31,6 = 5,06 мм.

2.4.4. Для положення 10: ( в) = 25 мм; (св) = 62 мм; (n в) = 61 мм.

а _в =  _а ( в) = 31,6 _* 25 = 790 м / с ^2;

а _НД =  _а (св) = 31,6 _* 62 = 1959,2 м / с ^2;

а _НД ^t =  _а (n в) = 31,6 _* 61 = 1927 м / с ^2;

2.4.5. Кутове прискорення шатуна, для положення 10:

Е _ш = а _НД ^t / L _НД = 1 927 / 0,25 = 7708 рад / с ^2.

2.4.6. Прискорення а _{s ш} центру мас шатуна, для положення 10:

а _{s ш} = а _с + а _{s шс;}

а _{s шс} =  _а (з S _ш) = 31,6 (з S _ш);

(З S _ш) = е _ш / L _НД (св) = (0,075 / 0,25) (св) = 0,3 (св) мм.

(З S _ш) = 0,3 _* 62 = 18,6 мм.

( S _ш) = 50 мм (таблиця 2, рядок 24).

а _{s ш} = 31,6 _* 50 = 1580 м / с ^2.

2.5 Побудова годографів швидкостей і прискорень центру мас шатуна

 _v = 0,177 м / с / мм;  _а = 31,6 м / с ² / мм.

2.6 Побудова діаграми переміщень S _в поршня, S _в =  ₁ ()

Приймаємо: l = 250 мм, 2  = 360 ^0;

 _ = 2  / l = 2 _* 3,14 / 250 = 0,0251 рад / мм

 _ = 360 / l = 360/250 = 1,44 град / мм.

 =  _{ x;} t =  _tx;  =  t.;  _{ x} =  t;  _{ x} =   _tx;

 _t =  _ /  = 0,0251 / 177,9 = 0,000141 с / мм.

 _t = Т / l.

де, Т - час одного повного обороту кривошипа.

Т = 60 / n = 60/1700 = 0,035 с.

 _t = 0,035 / 250 = 0,000141 с / мм.

Приймаються величину найбільшою ординати (6 S ₆₎ = 114 мм, тоді

 _s = S _В6 / (6 S _в) = 0,14 / 114 = 0,00122 м / мм.

Величину будь ординати iSi, де i - номер поділу, знаходимо за формулою:

(ISi) = S _Bi /  _s.

2.6.1. Побудова кінематичної діаграми V _В =  ₂ (): (ро) = K _V = 40 мм.

Визначаємо масштаб  _v швидкостей, прийнявши K _V = 40 мм.

 _v =  _s /  _{t *} K _V = 0,00122 / 0,000141 _* 40 = 0,216 м / с / мм.

2.6.2. Побудова кінематичної діаграми а _в =  ₃ () проводиться графічним диференціюванням діаграми V _в =  ₂ ().

( о) = К _а = 10мм.

Визначаємо масштаб  _а =  _v /  _{t *} K _а = 0,216 / 0,000141 _* 10 = 12,47 м / с ² мм.

3.Усілія, що діють на поршень

3.1 Побудова індикаторної діаграми робочого процесу

3.1.1. Індикаторна діаграма залежності тиску газів на поршень від переміщення поршня будуємо по діаграмі в завданні.

3.1.2. У розглянутому прикладі найбільший хід поршня S _Б = 0,14 м, а найменший тиск газів: Р _z = 4,8 н / мм ^2. З огляду на це, приймаємо:  _S = 0,001 м / мм,    _р = 0,02 н / мм ² / мм.

3.2 Побудова діаграм, що діють на поршень: F _un =  ₅ (); F _В =  ₄ (); F =  ₆ ()

3.2.1. Для побудови цих діаграм складемо таблицю 3.

Р _u = Р _а - 0,1 м / мм ^2.

Сила F _у тиску газів на поршень: F _в = Р _{u *} А _n, де, А _n - площа поршня в мм ^2.

А _n =  d ² / 4 = 3,14 _* 120 ² / 4 = 11 304 мм ^2.

Сила інерції шатуна F _un за формулою: F _un = - m _{n *} а _в н.

де, m _n - маса поршня кг,

а _в - прискорення поршня м / с ^2.

F _un = - 2,5 _* а _в н.

Результуюча сила F, що діє на поршень: F = F _в + F _un н.

4.Результірующая сила інерції шатуна.

4.1 Результуюча сила інерції шатуна для 10 положення коленвала ( = 300 ⁰⁾

4.1.1.Результірующую силу інерції шатуна визначимо способом перенесення цієї сили на величину h плеча моменту сил інерції:

F _{u ш} = - m ш _* а _{s ш,} Н,

де m ш = 4,7 кг - маса шатуна,

а _{s ш} = 1580 м / с ² - прискорення центра мас шатуна (для 10 - го положення).

Знак мінус означає, що напрямок сили інерції протилежно напрямку прискорення.

4.1.2. Шатун здійснює складний рух. Тому а s ш ми розглядаємо як суму двох прискорень: а s ш = а _с + а _{s шс,}

де, а _з - прискорення центра мас шатуна в переносному (поступальному) рух разом з точкою С:

а _{s шс} - прискорення центра мас шатуна у відносному (обертальному) русі навколо точки С.

F _{u ш} = - m _ш (а _з + а _{s шс)} = [- m _ш  _а ( с)] + [- m _ш  _а (з S ш)],

- M _ш  _а ( с) = - F _{u ш} ^', - m _ш  _а (з S ш) = - F _{u ^ш'',}

F _{u ш} = F _{u ш} ^'+ F _{u ^ш'',}

F _{u ш} ^'- сила інерції, що виникає при переносному русі шатуна. F _{u ^ш'} прикладена в центрі мас.

F _{u ^ш''-} сила інерції, що виникає при відносному русі шатуна. F _{u ^{ш''прикладена}} в центрі хитання.

4.1.3. F _{u ш} ^'= - m ш _* а _з = -4,7 _* 2384,64 = - 11,207 н.

F _{u ^ш''=} - m ш _* а _{s шс} = -4,7 _* 587 = 2758,9 н.

Положення центру хитання визначається:

L _ск = L _{cS ш} + J _ш / m ш _* L _{cS ш} = 0,075 + 0,0294 / 4,7 _* 0,075 = 0,159 м.

Після геометричного складання F _{u ш} ^'і F _{u ^{ш''отримуємо}}

F _{u ш} = - m ш _* а _{s ш} = - 4,7 _* 1580 = - 7426 н.

L ст _ш =  _{L *} (ст _ш) = 0,002 _* 26 = 0,052 м.

Визначаємо кутове прискорення шатуна:

E ш = а _НД ^t / L _НД = -1928 / 0,25 = - 7712 рад / с ^2.

Т _іш = - J _{ш *} Е _ш = -0,294 _* (-7712) = 226 нм.

Силу F _{u ш} і момент Т _{u ш} замінюємо однієї рівнодіючої силою F _{u ш,} зміщеною паралельно самій собі на відстань h.

h = Т _{u ш} / F _{u ш} = 226/7426 = 0,03 м = 30 мм.

5.Сіловое дослідження механізмів

5.1 Силове дослідження груп поршень - шатун для робочого ходу (десятий положення коленвала)

5.1.1.Сіловое дослідження робимо для кожної структурної групи окремо. До ланок групи поршень - шатун включені наступні зовнішні сили:

До ланці 4 - поршень - сила F ₄ в точці В.

F ₄ = F _в + F _un + G _n,

де F _в - сила тиску газів на поршень. F _в = 226н.

F _un - сила інерції поршня. F _un = - m _{n *} а _в = -2,5 _* 790 = -1975 н.

G - вага поршня,

G _n = m _{n *} g = 2,5 _* 9,8 = 24,5 н.

F ₄ = 226 - 1975 + 24,5 = -1724,5 н.

Сила спрямована вгору до ланки 3 - шатуна - сила G _ш в точці S _ш і сила F _сил - у точці Т _ш.

G _ш = m _{ш *} g = 4,7 _* 9,8 = 46,06 н.

F _{u ш} = -7426 н.

5.1.2.Кроме зовнішніх сил на ланки діють ще реакції в кінематичних парах. На ланка 4 (поршень) - реакція R ₁₄ з боку ланки 1 (циліндр, для цієї реакції відома тільки її лінія дії (пряма аа, перпендикулярна осі циліндра), величина і точка докладання невідомі.

На ланка 4 діє також з боку ланки 3 (шатун) реакція R _34, прикладена в точці В, величина та напрями її невідомі. На ланка 3 діє з боку ланки 4 реакція R _43, прикладена в точці В, що дорівнює за величиною реакції R ₃₄ і протилежно їй спрямована.

R ₃₄ = - R _43.

У точці С на ланка 3 діє реакція R ₂₃ зі сторони ланки 2 (кривошипа). Величина і напрями її невідомі. Тому з С проводимо в довільному напрямі вектор реакції R _23, розкладаючи її на дві взаємно перпендикулярні складові: R ₂₃ ⁿ і R ₂₃ ^t.

R ₂₃ = R ₂₃ ⁿ + R ₂₃ ^t.

5.1.3. Величину R ₂₃ ^t визначаємо з рівняння рівноваги моменти:

T _в (G _ш) + T _в (F _сил) + T _в (R ₂₃ ^t) = 0.

З огляду на напрям сил G _ш і F _сил і умовно

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.

h ₁ = 0,026 м; h ₂ = 0,052 м.

5.1.4. Для визначення результуючої R ₂₃ ⁿ і R ₁₄ складаємо рівняння рівноваги всіх сил, що діють на групу:

R ₁₄ + F ₄ + G _ш + F _{u ш} + R ₂₃ ^t + R ₂₃ ⁿ = 0;

R ₂₃ =   _F (се) = 40 _* 57 = 2280 н.

R ₁₄ =   _F (еа) = 40 _* 71 = 2840 н.

R ₄₃ = - R ₄₃ =   _F (ів) = 40 _* 21 = 840 н.

5.2. Силове дослідження групи початкової ланки для положення робочого ходу (10-е положення коленвала)

5.2.1. Будуємо розрахункову схему групи початкової ланки.

До початкової ланки включені сили: у точці С - R ₃₂ = 2280 н.

У точці S _до вагу G _к = m _{к *} q = 10,5 _* 9,8 = 102,9 н.

Тут же сила інерції кривошипа F _ік спрямовані до точок С:

F _ік = - m _{к *} а _{s к} = -10,5 _* 587 = -5870 н.

5.2.2. Врівноважує момент Т _у - момент сил опору. Напрямок Т _у за годинниковою стрілкою - всмоктування.

5.2.3. Рівняння рівноваги моментів щодо осі Про обертання кривошипного валу всіх сил, що діють на початкова ланка:

Т _о (R ₃₂₎ + Т _о (G _r) + Т _о (F _{u к)} + Т _о (R ₁₂₎ + Т _у = 0.

Моменти сил інерції F _ік і F _ік ^VII кривошипів і реакції R ₁₂ стійки на кривошип дорівнюють нулю, тому що лінії дії цих сил проходять через вісь вала О.

- R ₃₂ h ₁ - R ₅₂ h _e + T _у = 0, T _у = R ₃₂ h ₁ + R ₅₂ h _2.

Вимірюючи довжини відрізків на кресленні та враховуючи масштаб креслення: h ₁ = 0,064 м; h ₂ = 0,054 м.

Т _у = 2280 _* 0,064 + 3480 _* 0,054 = 332 мм.

5.2.4. Якщо обертальний рух передається за допомогою зубчастої передачі, то Т _у створюється врівноважує силою F _у, величину якої треба визначити.

Після чого можна визначити реакцію R _12.

F _у = Т _у / h ₃ = 332 / 0,092 = 3608 н.

5.2.5. Векторне рівняння рівноваги сил, що діють на початкова ланка:

G _до + F _ік + R ₃₂ + G _до ^VII + F _ік ^VII + R ₅₂ + R ₁₂ + F _у = 0; R ₁₂ =   _F (la).

5.3 Визначення врівноважує сили F _у способом важеля Жуковського (10-е положення коленвала)

5.3.1. Будуємо в масштабі  _L = 0,001 м / мм кінематичну схему досліджуваного двоциліндрового двигуна, до ланок якого включені сили:

в точці В - сила F ₄ = -1724,5 н.

в точці S _k - вага кривошипа G _k = 102,9 н і сила інерції F _ік = 5870 н.

в точці S _ш - вага шатуна G _ш = 46,06 н.

в точці Т _ш - сила інерції шатуна F _{u ш} = -7426 н.

5.3.2. У розглянутому положенні -  = 300 ⁰ (такт всмоктування) в першому циліндрі, стиснення у 2 ^му двигун не віддає, а отримує енергію. Тому лінія дії і напрямок сили F _у - буде лінія зачеплення N''N'', а напрям у напрямку швидкості точки N''.

5.3.3. Для визначення величини сили F _у будуємо повернений (на 90 ⁰⁾ план швидкостей. План швидкостей будуємо в масштабі  _v = 0,1779 м / с / мм.

(Рс) = V _c /  _v = 12,45 / 0,1779 = 70,3 мм,

(Рв) = V _в10 /  _v = - 11,5 / 0,1779 = -64,9 мм,

(Р S _до) = (рс) е _к / r = 70,3 _* (0,025 / 0,07) = 24,9 мм,

(З S _ш) = (св) L _{cS ш} / L _{c в} = е _ш / l = 36 _* (0,075 / 0,25) = 10,8 мм,

(З t _ш) = (св) L _{c ТШ} / L _{c в} = 36 _* (0,096 / 0,25) = 9,8 мм,

(Р m ₁₎ =  _* r в ₁ /  _v = 177,9 _* 0,064 / 0,1779 = 64 мм.

5.3.4. Переносимо зовнішні сили. Згідно з теоремою Н.Є. Жуковського про жорсткий важелі: сума моментів відносно точки р - полюси повернутого плану - всіх сил, перенесених паралельно самим собі в однойменні точки повернутого плану, дорівнювати 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 тому лінія дії через полюс Р

G _ш h ₁ + F ₄ h ₂ + F _{u ш} h ₃ + G _до h ₄ - F _у h ₅ = 0.

Заміряємо на поверненому плані швидкостей довжини плечей:

h ₁ = 22 мм; h ₂ = 22 мм; h ₃ = 61 мм; h ₄ = 57 мм;

При силовому дослідженні групи початкової ланки ми отримали:

F _у = (G _ш h ₁ + F ₄ h ₂ + F _{u ш} h ₃ + G _до h ₄₎ / h ₅ =

= (46,06 _* 22 + 1724 _* 22 + 7426 _* 61 + 102,9 _* 57) / 67 = 5164 н.

Розбіжність результатів: (5201 - 5164) / 5201 = 0,0105 = 1,05%; розбіжність до 5%.

6. Зміщене зачеплення зубчастої пари

6.1 Вибір коефіцієнтів зміщення вихідного контуру

6.1.1. Загальне передавальне число передачі:

U _о = n _{д *} n _м = 1700/347 = 4,8.

Приватне передавальне число зубчастої пари

U _п = U _о / U _пл = 4,8 / 3,2 = 1,5.

6.1.2. Кількість зубів z ₁ веденого колеса:

Z ₁ = Z ₂ U _п = ^26. 1,5 = 17.

Приймаються Z ₁ = 17.

6.1.3. Остаточно:

U _п = Z ₂ / Z ₁ = 26/17 = 1,5.

U _о = U _{​​п *} U _пл = ^1,5. 3,2 = 4,8.

n _{м =} n _{н *} n _д / U _про = 1700 / 4,8 = 354,16 об / хв.

6.1.4. Число обертів веденого колеса зубчастої пари:

n ₂ = n _д / U _n = 1700 / 1,5 = 1133,3 об / хв.

6.1.5. Для коліс закритою передачі вибираємо систему корекції професора В. Н. Кудрявцева.

для коліс Z ₁ = 17 і Z ₂ = 26; X ₁ = 0,898, X ₂ = 0,517;

6.2 Розрахунок основних геометричних параметрів

6.2.1. Ділильний міжосьова відстань - а = 0,5 (Z ₁ + Z ₂₎ m _п = 0,5 (17 + 26) 8 = 172 мм.

6.2.2. Коефіцієнт суми зсувів - X _{ }  _ X ₁ + X ₂ = 0,898 + 0,517 = 1,415.

6.2.3. Кут зачеплення -  _n

inv  _w = (2 X _{  }  tg      _      _     inv      2  ^  1,415  ^             26 + 17)    0,014904    0,38868.

       кут профілю зуба рейки  = 20 ^0; cos 20 ⁰ = 0,93969; tg 20 ⁰ = 0,36397; inv  = inv 20 ⁰ = 0,014904.

По таблиці знаходимо  _w = 26 ⁰ 8 ^'; cos  _w = 0,8895; sin  _w = 0,3971; tg  _w = 0,432.

6.2.4. Міжосьова відстань - а _w

a _w = (Z ₁ + Z _{2) *} m _п / 2 _* cos  / cos  _w = (17 + 26) 8 / ^2. 0,93969 / 0,8895 = 181,632 мм.

6.2.5. Розрахунок діаметрів зубчастих коліс:

а) ділильні діаметри:

d ₁ = Z _{1 *} m _п = ^17. 8 = 136 мм.

d ₂ = Z _{2 *} m _п = ^26. 8 = 208 мм.

б) початкові діаметри:

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) коефіцієнт сприйманого перетину - Y

Y = (а _w - а) / m _n = 181,632 - 172 / 8 = 1,204.

г) коефіцієнт зрівняльного перетину -  Y

 Y = Х _ - Y = 1,415 - 1,204 = 0,211.

д) діаметр вершин зубів:

da ₁ = d ₁ + 2 (h ^* a + x ₁ -  Y) m _п = 162,99 мм.

da ₂ = d ₂ + 2 (h ^* a + x ₂ -  Y) m _п = 224,89 мм.

е) діаметр западини:

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.

ж) основні діаметри:

d _в1 = d ₁ cos     ^136. 0,93969 = 127,7 мм.

d _в2 = d ₂ cos     ^208. 0,93969 = 195,7 мм.

6.2.6. Крок зачеплення - P

P =  m = ^3,14. 8 = 25,15 мм.

6.2.7. Основний окружний крок - P _в

P _в = ^P. Cos   = ^25,15. 0,93969 = 23,6 мм.

6.2.8. Глибина заходу зубів - hd

hd = (2 h ^* a -  Y) m _п = ^(2. 1 - 0,211) 8 = 14,3 мм.

6.2.9. Висота зуба - h

h = (2 h ^* a + C ^* -  Y) m _п = ^(2. 1 + 0,25 - 0,211) 8 = 16,31 мм.

6.2.10. Висота головок і ніжок зубів:

а) висота ділильної головки шестерні - ha _1:

ha ₁ = (h ^* a + x ₁ -  Y) m _п = (1 + 0,898 - 0,211) 8 = 13,49 мм.

б) висота ділильної головки колеса - ha _2:

ha ₂ = (h ^* a + X ₂ -  Y) m _п = (1 + 0,517 - 0,211) 8 = 10,44 мм.

в) висота ділильної ніжки шестерні - h _{f 1:}

h _f1 = (h ^* a + C * - x ₁₎ m _п = (1 + 0,25 - 0,898) 8 = 2,81 мм.

г) висота ділильної ніжки колеса - h _{f 2:}

h _f2 = (h ^* a + C * - x ₂₎ m _п = (1 + 0,25 - 0,517) 8 = 5,86 мм.

д) висота початковій головки шестерні - h _{aw 1:}

h _{aw 1} = 0,5 (d _{a 1} - d _{w 1)} = 0,5 (162,99 - 145,3) = 8,84 мм;

е) висота початковій 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) висота початковій ніжки шестерні - h _{wf 1:}

h _{wf 1} = 0,5 (d _{w 1} - d _{f 1)} = 0,5 (145,3 - 130,3) = 7,5 мм.

з) висота початковій ніжки колеса - h _{wf 2:}

h _{wf 2} = 0,5 (d _{w 2} - d _{f 2)} = 0,5 (217,9 - 196,2) = 10,8 мм.

6.2.11. Окружна товщина зуба:

а) ділильна товщина зуба шестерні - S _1:

S ₁ =  m _п / 2 + 2 x ₁ m _п tg      3,14 _* 8) / 2 + 2 _* 0,898 _* 8 _* 0,36397 = 17,7 мм.

б) ділильна товщина зуба колеса - S _2:

S ₂ =  m _п / 2 + 2 x ₂ m _п tg      3,14 _* 8) / 2 + 2 _* 0,517 _* 8 _* 0,36397 = 15,57 мм.

в) початкова товщина зуба шестерні - S _{w 1:}

S _{w 1} = d _{w 1} ( / 2 Z ₁ + 2 X _{1 *} tg    _{   }  inv  - inv  _w) = 15,11 мм.

г) початкова товщина зуба колеса - S _{w 2:}

S _{w 2} = d _{w 2} ( / 2 Z ₂ + ₂ X _{2 *} tg    _   inv  - inv  _w) = 11,007 мм.

6.2.12. Перевірка величин S _{w 1} і S _{w 2:}

S _{w 1} + S _{w 2} = P _w =  d _{w 1} / Z ₁ =  d _{w 2} / Z ₂

S _{w 1} + S _{w 2} = 15,11 + 11,007 = 26,11 мм.

 d _{w 1} / Z ₁ = 3,14 _* 145,3 / 17 = 26,8 мм.

 d _{w 2} / Z ₂ = 3,14 _* 217,9 / 26 = 26,3 мм.

6.2.13. Перевірка величин ha і h _f:

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 }   h _{wf 2} = 5,49 + 10,85 = 16,3 мм.

6.2.14. Da ₁ + d _{f 2} = da ₂ + d _{f 1;}

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

356,19 = 359,19.

7. Побудова евольвентного зміщеного зачеплення циліндричних коліс Z ₁ і Z ₂ і його дослідження.

7.1 Викреслювання профілів (дивитися методичні вказівки частина III "Проектування і дослідження складної зубчастої передачі")

О ₁ М ₁ = r в ₁ = 63,85 мм; О ₂ М ₂ = r в ₂ = 97,7 мм;

7.2 Довжина лінії зачеплення

7.2.1. Довжина лінії зачеплення - q мм.

q = М ₁ М ₂ = М ₁ W + W М ₂ = rw ₁ sin  _n + Rw ₂ sin  _n;

q = а _w sin  _n = ^181,6. 0,456 = 82,83 мм;

При вимірі довжини відрізка на кресленні отримуємо:

(М ₁ М ₂₎ = 83 мм.  _L = 1 мм / мм;

q =  _L (М ₁ М ₂₎ = 1 _* 83 = 83 мм.

М ₁ W = rw ₁ sin  _n = 33,13 мм,

М ₂ W = rw ₂ sin  _n = 49,68 мм,

7.2.2. Довжина активної лінії зачеплення q _.

q _ = L ₁ L ₂ = М ₁ L ₂ + М ₂ L ₁ - М ₁ М _2.

q _ = L ₁ L ₂ = M ₁ L ₂ + M ₂ L ₁ + M ₁ M _2; q _ =   r _а1 ² - r _в1 ² +   r _а2 ² - r _в2 ² - g;

q _ = 50,9 + 58 - 8283 = 26,07 мм.

При вимірі довжини відрізка на кресленні отримуємо:

(L ₁ L ₂₎ = 26мм; q _ =  _  L ₁ L ₂₎ = ^1. 26 = 26 мм.

Довжина дополюсной частині активної лінії зачеплення:

q _t = L ₁ W = M ₂ L ₁ - M ₂ W = 58 - 49,68 = 8,32 мм.

Довжина заполюсной частині активної лінії зачеплення:

q _a = L ₂ W = M ₁ L ₂ - M ₁ W = 50,9 - 33,13 = 17,77 мм.

7.3 Активний профіль зуба

З ладено з профілю головки і частини профілю ніжки. Інша частина ніжки в зачепленні не беруть участь, тому що з сполученим профілем вона не бере участь. Визначення активних профілів дивися в методичних вказівках, частина III.

7.4 Кут  _  торцевого перекриття і дуга зачеплення

7.4.1.     а ₁ про ₁ а ₂ =  _{ } ;  в ₁ про ₂ в ₂ =  _{ 2} ;

 _{ } = q _ / r в ₁ = 26,07 / 63,85 = 0,408 радий = 24 ⁰ 35 '.

 _{ 2} = q _ / r в ₂ = 26,07 / 97,7 = 0,266 радий = 15 ⁰ 37 '.

7.4.2. Основні дуги зачеплення:

а ₁ а ₂ = S в ₁ = q _; в ₁ в ₂ = S в ₂ = q _;

Початкові дуги зачеплення: для першого колеса - дуга А _{L 1} A _{L 2,} для другого колеса - дуга У _{L 1} У _{L 2.}

7.5. Визначення коефіцієнта Е _ торцевого перекриття

7.5.1. Е _ =  _{ } /  ₁ =  _{ 2} /  _2; Е _ = q _  ^р. Cos     26,07 / ^25,15. 0,93969 = 0,133.

7.8. Коефіцієнт  питомого тиску

7.8.1. Він характеризує контактну міцність зубів:     m /  _np, де m - модуль зачеплення;  _np - Приведений радіус кривизни в точці дотику профілю.

7.8.2. Для зовнішнього зачеплення:

    m ( ₁ +  ₂₎ /  ₁  _2;  ₁ = М ₁ k;  ₂ = М ₂ k;

 ₁ +  ₂ = М ₁ k + М ₂ k = М ₁ М ₂ = q;     mq /  ₁ (q -  _2);

q - довжина лінії зачеплення; q = 83мм; m - модуль зачеплення; m = 8 мм.

       664 /  ₁ (83 -  _);

7.8.3. За обчисленими значеннями   будуємо графік функції   =  _{ } (x). Побудова дивитися в методичних вказівках частина III.

7.9. Перевірка на заклинювання

7.9.1. R _а2  О ₂ М _1.

(О ₂ М ₁₎ ² = а _w ² + r в ₁ ² - 2 а _w r в ₁ з s  _n;

r _а2 =   а _w ² + r в ₁ ² - 2 а _w r в ₁ з s  _n;

7.9.2. Для проектованої передачі:

r _а2 = 114,44 мм; а _w = 181,632 мм; r в ₁ = 63,85 мм; з s  _n = 0,895;

r _а          ² + 63,85 ² - ^{2. 181,632. 0,89.} 63,85;

r _а    16421,1 

r ₂  128,14; 114,4  128,14;

7.10. Зусилля, що діють в зачепленні

Т ₁ = N /  _1; де

М ₁ - момент на колесі z ₁ у мм

N - передана зачепленням потужність в у m

 ₁ - кутова швидкість колеса z ₁ в рад / с

N = 15600Вт;  ₁ = 177,9 рад / с;

Т ₁ = N /  ₁ = 15600/177, 9 = 87,68 нм.

Окружне зусилля - Р _t:

Р _{t 1-2} = - Р _{t 2-1} = 2Т ₁ / d _{w 1} = ^2. 87,68 / 145,3 = 1,2 н.

Радіальне зусилля Р _{ 1-2} = - Р _{ 2-1} = Р _{t 1-2} tg  _n = ^1,2. 0,3639 = 0,45 н.

 _w = 26 ⁰ 8 '; з s  _w = 0,8895; tg  _w = 0,4322;

Нормальне зусилля - Р _н: Р _{n 1-2} = - P _{n 2-1} = P _{t 1-2} / з s  _w = 1,2 / 0,8895 = 1,36 н.

Таблиця 5

8. Планетарний редуктор

8.1 Підбір чисел зубів коліс

8.1.1. Визначимо число зубів z ₃ та 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. Будуємо в двох проекціях розгорнуту кінематичну схему передачі у вибраному масштабі  _L = 0,004 м / мм.

Для планетарних редукторів з 3 - ма сателітами визначають можливе найбільше число сателітів для кожного ряду за такою формулою:

(Z ₄ + z ₃₎ sin  / к> z ₄ + 2ha *

(30 + 18) sin 180 / 3> 18 + 2;

48 _* 0,866> 18 +2

8.2 Визначення основних розмірів коліс z _3, z ₄ і z ₅

8.2.1. D ₃ = z ₃ m _пл = ^30. 9 = 270 мм.

d _В3 = d ₃ зі s  = ^270. 0,93969 = 256 мм.

d _а3 = m _пл (z ₃ + 2) = ^9. 28 = 247,5 мм.

d _{ 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 зі s  = ^162. 0,93969 = 152,2 мм.

d _а4 = m _пл (z ₄ + 2) = ^9. 20 = 180 мм.

d _{ 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 зі s  = ^594. 0,93969 = 558,1 мм.

d _а5 = m _пл (z ₅ -2) = ^9. 1964 = 576 мм.

d _{ 5} = m _пл (z ₅ + 2,5) = ^9. 63,5 = 616,5 мм.

8.3 Швидкість обертання коліс

 _     _     _  Un = 177,9 / 1,5 = 118,6 рад / с.

 _   _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;  _н =  _м =  n _н / 30 = ^3,14. 354,16 / 30 = 37,06 рад / с.

 _    -2,6 ^.  _н = - ^2,6. 37,06 = -96,3 рад / с.

У зверненому русі:  _ ^'   _  -  _н   - 96,3 - 37,06 = -133,36 рад / с.

8.4 Кінематичне дослідження передачі графічним способом

8.4.1. Будуємо картину лінійних швидкостей в масштабі:

 _L = 0,14 мс / мм;

Дивитися у методичних вказівках частина III.

8.4.2. V _А =  ₁ r _{w 1} = ^177,9. 0,073 = 12,98 м / с.

Довжина вектора Аа: (Аа) = V _А /  _V = 12,98 / 0,14 = 92,7 мм;

8.4.3. Швидкість точки В торкання початкових кіл:

(Вв) = 31 мм; V _в =  _v (Вв) = ^0,14. 27 = 3,78 м / с;  ₃ = V в / r _{w 3} = 3,78 / 0,08 = 47,25 радий / с.

8.4.5. (О ₄ h) = 9 мм; V _н =  _v (О ₄ h) = 0,14 _* 9 = 1,26 м / с;  _н = V _н / r ₃ + r ₄ = 1,26 / 0 , 2275 = 5,54 рад / с.

8.4.6. Будуємо картину кутових швидкостей будуємо в масштабі:

 _w =  _v /  _{L *} р = 0,25 / 0,0031 _* 50 = 1,6 рад / с / мм.

 ₁ =  _w (к1) = ^1,6. 110 = 177,9 рад / с.

 ₂ =  _w (к2) = ^1,6. 47 = 75,6 рад / с.

 _     _    75,6.

 ₄ =  _w (к4) = ^1,6. 56 = 89,6 рад / с.

 _н =  _w (кн) = ^1,6. 17 = 27,2 рад / с.

9. Потужність Р _м, що передається на приводний вал машини

9.1 Визначимо коефіцієнт корисної дії  _пл

 _пл = 1 / U _4н [1 -  ^'(1 - U _4н)],

де  ^'- коефіцієнт корисної дії розглянутого редуктора у зверненому русі.

9.2 Величину  ^{'визначаємо} за формулою

 ^'=  _{1 *}  _2, де

 ₁ і  ₂ - коефіцієнти корисної дії

 ^'=  _{1 *}  ₂ = 0,96 _* 0,97 - 0,98 _* 0,99 = 0,93 - 0,97.

Приймаються середнє значення:  ^'= 0,95.

 _пл = 1 / U _4н [1 -  ^'(1 - U _4н)] = 1 / 3, 2 [1 - 0,95 (1 - 3,2)] = 0,965.

9.3 Загальний ККД

 ₀ =  _{п *}  _пл

де  _п - ККД зубчастої передачі коліс Z ₁ і Z _2, приймаємо:  _п = 0,97;  ₀ = 0,97 _* 0,965 = 0,936.

На приводний вал робочої машини передається від двигуна потужність:

N _м =  _{0 *} N _д = 0,929 _* 15,6 = 14,49.

10. Наведений момент інерції.

10.1 Результуючий приведений момент інерції ланок двигуна

J ₃ = J ₃₁ + J _{3 II}

10.2 Визначимо величину приведеного моменту інерції ланок

J _з1 = J _ко + J _ш ( _ш / ) ² + m _ш (V _{s ш} /   ² + m _п (V _в / ) ^2, де

J _кр - момент інерції кривошипа щодо осі кривошипа;

J _ш - момент інерції шатуна;

J _до - момент інерції кривошипа;

l _до - відстань від центру мас кривошипа до осі його валу.

J _до = J _до + m _{k *} e _k ² = 0,00515 + 10,5 _* 0,025 ² = 0,0117 кг _* м ^2.

J _{3 I} = 0,0117 + 0,0294 ( _ш / 177,9) ² + 4,7 (V _{s ш} / 177,9  ² + 2,5 (V _в / 177,9) ^2.

10.3 Користуючись цією формулою, складаємо таблицю 6 для підрахунку значень J _{3 I,} J _{3 II} , J ₃ для положень 12

Номер _I I положення першого механізму завжди відповідатиме номеру i положення колінчастого валу, а другий механізм: i _II = i _I + 6, J _{3 II (i)} = J _{3 I (I + 6)}

10.4 Складаємо таблицю 6 і будуємо діаграму

J ₃ =  _ ()

11.Пріведенние моменти сил і потужність двигуна

11.1.1. Силу F _в проводимо в точку С.

11.1.2. Величина наведеної в точку З рушійної сили для одного (першого) механізму F _c.

F _з V _з = F _в V _в, звідки

F _з = F _в V _в / V _с; де

F _в-сила тисків газів на поршень першого механізму.

V _в - швидкість поршня.

V _с - лінійна швидкість точки С. V _з =  r = 12,45 м / с.

11.1.3. Визначення шуканих величин і заповнення граф таблиці проводиться в наступному порядку.

Графа 3 - F _у з таблиці 2,

Графа 4 - _V ст з таблиці 1,

Графа 5 - F _з = F _в V _в / V _с,

Графа 6 - Т _{д i} = F _{з *} r = F _{з *} 0,7.

Графа 7 - Т _{д II (i)} = Т _{д I (i-6),}

Графа 8 - Т _д = Т _{д I} + Т _{д II.} За даними графи 8 будуємо діаграму зміни результуючого приведеного моменту рушійних сил у функції кута  повороту кривошипа.

11.2 Момент сил опору

11.2.1. Т _з = А _сц / 2  к = 1101,49 / 2 _* 3,14 _* 2 = 87,69 нм.;

де К - кількість оборотів кривошипного валу за цикл, у нашому прикладі К = 2.

А _сц - робота момент сил опору за цикл.

А _сц = А _дц = Т _д d 

11.2.2. А _дц - робота моменту рушійних сил за цикл.

Величину роботи А _д визначаємо наближено за формулою:

А _д =   А _д =  Т _ДСР.    , де

   - кут повороту кривошипа при пересуванні з положення (i -1) в положенні i:

11.2.3. Графа 9 - Т _ДСР - середня величина моменту рушійних сил при повороті кривошипа на елементарний кут   .

Т _{ДСР i} = (Т _д (i-1) + Т _{д i)} / 2.

Графа 10 -  А _{д i} - елементарна робота, скоєному моментом Т _д:

 А _{д i} = Т _{ДСР i *}   ,    = 30 ⁰ = 0,523 рад.

 А _{д i} = 0,523 _* Т _{ДСР i} ,

Графа 11 -  А _{д i} = (  А _{д) i} = (  А _{д) i - 1} +  А _{д i,}

В останньому рядку таблиці отримуємо роботу А _дц, досконалу моментом Т _д за весь цикл.

А _дц = (  А _{д) 24} = 1 439 нм.

11.3 Приріст кінетичної енергії моменту  Е

11.3.1. Будуємо діаграми А _д =  _{ } () і А _с =  _{ } ().

11.3.2. Елементарна робота  А _з моменту при повороті кривошипа на елементарний кут   складе:  А _з = Т _з    = 87,69 _* 0,523 = 45,86 нм.

Графа 12 - А _{з i} - сума елементарних робіт сил опору з початку циклу до моменту приходу двигуна в аналізованих становище n _i: А _{з i} = (  А _с) i =  А _{з i.}

11.3.3. Приріст кінетичної енергії  Е механізму для будь-якого його положення буде визначатися різницею робіт, скоєних рушійними силами і силами опору за час від моменту початку циклу і до моменту приходу двигуна в аналізованих становище:

 Е _i = А _{д i} - А _{з i.}

11.4. Визначення потужності двигуна і коефіцієнта нерівномірності ходу при роботі без маховика.

11.4.1. Потужність двигуна визначається за середньою величиною моменту рушійних сил за один цикл:

N _д = Т _Дср.  _   = Т _{з *}  = 87,69 _* 177,9 = 15600 Вт

N _д = 15,6 кВт.

11.4.2. Коефіцієнт  ^{'нерівномірності} ходу двигуна при роботі його без маховика визначаємо за наближеною формулою:

 ^'=  _{ *}  _{т *} F _Б / J _3ср.  _*  ^2, де

J _3ср. = J _3Б + J _3М / 2 = 0,025 + 0,0926 / 2 = 0,0588 кг _* м ^2.

Поставлене коефіцієнт  = 1,3. Потрібен маховик.

12.Расчет маховика

12.1 Визначення приведеного моменту інерції маховика - J _мп.

12.1.1. Діаграми енергомасс  Е =  (J _3).

12.1.2. Діаграма приросту кінетичної енергії  Е =  ₁₂ ( 

12.1.3. Діаграма зміни приведеного моменту J ₃ =  ()

12.1.4. Діаграма енергомашін  Е =  (J ₃₎

12.1.5. Визначаємо найбільше  _Б і найменше  _м значення кутової швидкості ланки приведення за час циклу, враховуючи задану величину коефіцієнта нерівномірності ходу :

 = 1 / 160 = 0,00625,

найбільші:  _б =  _ср (1 +  / 2) = 177,9 (1 +0,00625 / 2) = 179,49 рад / с,

найменшу:  _м =  _ср (1 -  / 2) = 177,9 (1 - 0,00625 / 2) = 177,37 рад / с.

 _сер - середня кутова швидкість ланки приведення.

 _ср =  = 177,9 рад / с.

12.1.6. Визначаємо величини кутів  _б і  _н для проведення дотичних до діаграми енергомасс:

tg  _Б =  _J / 2  _{e *}  _Б ² = 0,5309,

tg  _М =  _J / 2  _{e *}  _м ² = 0,524,

 _Б = 27 ⁰ 54 ^';  _М = 27 ⁰ 23'.

12.1.7. (HM) = (qh) _* tg  _, (hM) = 78,6 мм,

(H Б) = (qh) _* tg  _Б, (h Б) = 79,6 мм.

12.1.8. Визначимо з креслення (lm) = 135 мм.

12.1.9. Наведений момент інерції маховика J _мп визначається за формулою:

J _мп =  _е (lm) /     _ер ² = 30 _* 135 / 0,00625 _* 177,9 ^2.

 _е - масштаб кінетичної енергії, прийнятий на  Е = f ₁₂ ();

    коефіцієнт нерівномірності ходу;

 _ер - Середня кутова швидкість ланки приведення.

12.2. Визначення основних розмірів маховика

12.2.1. З достатньою точністю приймемо: J _м = J _об.

12.2.2. Момент інерції обода:

J _м = J _{м об} = (D _п ⁴ - D _в ⁴⁾    / 32,

J _м = J _об = D _п ⁵ (1 -  ⁴⁾      / 32,

де  = D _в / D _н, зазвичай  = 0,312 / 0,52

 = В / D _н, зазвичай  = 0,078 / 0,52

 - густина матеріалу маховика  = 7800 кг / м ^3.

12.2.3. Зовнішній діаметр маховика:

D _н = ⁵  32 J _м /  (1 -  ⁴⁾   = 0,520 м.

Внутрішній діаметр маховика:

D _в =  _* D _н = 0,312 м.

Ширина маховика:

В =  _* D _н = 0,078 м.

Визначаємо окружну швидкість на ободі:

V _н =  _{ср *} D _н / 2 = 177,9 _* 0,52 / 2 = 46,25 м / с.

12.2.3. Маса маховика визначається за формулою:

m _н =   / 4 (D _н ² - D _в ²⁾ У ,

m _н = 0,785  (0,52 ² - 0,312 ²⁾ 0,078 _* 7800 = 82,62 кг.

Вага маховика - G _м: G _м = gm _н = 9,8 _* 82,62 = 809,7 н.

13.Угловая швидкість кривошипного валу

13.1 Кутову швидкість  визначаємо за формулою

 =     Е ₀ +  / J _п, де

Е ₀ - початкова кінетична енергія механізму.

 Е - приріст кінетичної енергії.

J _п - приведений до кривошипному валу момент інерції механізму.

J _п = J _мп + J _3,

13.2. Е ₀ = ½ J _п  ² -  Е

13.3 Визначаємо величину Е _ок для положення механізму, відповідного точці До

J _пк = J _мп + J _3к = J _МП +  _{J *} Х _до = 3,56 + 0,001 _* 41 = 3,601 кг _* м ^2.

 _к =  _Б = 178,49 рад / с.

 Е _к =  _Е y _к = 3 _* 100 = 306 нм.

Е _від = ½ J _пт  _Б ² -  Е _к = ½ _* 3,585 _* 177,37 ² + 411 = 56803,25 нм.

13.4 Визначаємо величину Е _від для положення механізму, відповідного точці Т

J _пт = J _мп + J _3т = J _мп +  _{J *} х _т = 3,56 + 0,001 _* 25 = 3,585 кг _* м ^2.

 _т =  _м = 177,37 рад / с.

 Е _т =  _{Е *} Y _т = 3 _* 137 = 411 нм.

Е _від = ½ J _пт  _н ² -  Е _т = ½ _* 3,585 _* 177,37 ² + 411 = 56803,25 нм.

13.5 Е _о = (Е _ок + Е _від) / 2 = 56932,4 нм.

13.6  =     ( Е ₀ +  Е) / J _п.

Обчислення зведені у таблиці 8. За даними останнього графи цієї таблиці будуємо діаграму зміни кутової швидкості  кривошипного валу в залежності від зміни кута  ₀ його повороту.

Таблиця 2