Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания

ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ


Кафедра деталей машин и инженерной графики


Пояснительная записка к

Курсовому проекту по Теории механизмов и машин


Тема: Проектирование и исследование механизма двигателя внутреннего сгорания


Задание № 5

Исполнитель: Бельченко

Денис Викторович

Студент 25 группы,

Факультет механизации с.х.

Руководитель Сакара Д.В.


ОМСК 2001

СОДЕРЖАНИЕ


1. Задание.

2. Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма.

2.1 Определение степени подвижности и класса механизма.

2.2 Определение положений звеньев и перемещений поршня.

2.3 Определение скоростей точек и звеньев механизма.

2.4 Определение ускорений точек и звеньев механизма.

2.5 Построение годографов скоростей и ускорений центра масс шатуна.

2.6 Построение кинематических диаграмм.

3. Усилия, действующие на поршень.

3.1 Построение индикаторной диаграммы рабочего процесса двигателя.

3.2 Построение диаграммы сил действующих на поршень.

4. Результирующая сила инерции шатуна.

4.1 Результирующая сила инерции шатунов для положения холостого хода.

5. Силовое исследование механизмов.

5.1 Силовое исследование группы шатун – поршень для положения холостого хода.

5.2 Силовое исследование группы начального звена для положения холостого хода.

5.3 Определение уравновешивающей силы Fу способ рычага Н.Е. Жуковского.

5.4 Силовое исследование механизма двигателя для положения рабочего хода.

6. Смещённое зацепление зубчатой пары.

6.1 Выбор коэффициентов смещения исходного контура.

6.2 Расчёт основных геометрических параметров.

7. Построение эвольвентного смещенного зацепления цилиндрических колёс z1 и z2 и его

исследование.

7.1 Вычерчивание профилей.

7.2 Длина линии зацепления - q.

7.3 Активные профили зубьев.

7.4 Угол торцового перекрытия и дуга зацепления.

7.5 Определение коэффициентов Е торцового перекрытия.

7.6 Удельное скольжение.

7.7 Коэффициент  удельного давления.

7.8 Проверка на заклинивание.

7.9 Усилия, действующие в зацеплении.

8. Планетарный редуктор.

8.1 Подбор числа зубьев колёс z3 и z4.

8.2 Определение основных размеров колёс z3, z4, z5, z6.

8.3 Скорость вращения колёс.

8.4 Кинематическое исследование передачи графическим способом.

9. Мощность ЕМ, передаваемая на приводной вал машины.

9.1 КПД планетарного редуктора.

9.2 Определение величины у| .

9.3 Определение общего КПД передачи.

10. Приведённый момент инерции звеньев.

10.1 Определение результирующего приведенного момента инерции звеньев всего двигателя.

10.2 Величина приведённого момента инерции звеньев одного механизма.

10.3 Составление таблицы 6.

10.4 Построение диаграммы J3 =  ().

11. Приведённые моменты сил и мощность двигателя.

11.1 Результирующий приведённый момент движущих сил.

11.2 Момент сил сопротивления.

11.3 Приращение кинетической энергии машины Е.

11.4 Определение мощности двигателя и коэффициентов ’ неровности его хода при работе без маховика.

12. Расчёт маховика.

12.1 Определение приведённого момента инерции маховика.

12.2 Определение основных моментов маховика.

13. Угловая скорость кривошипного вала.

13.1 Угловая скорость  кривошипного вала для любого положения механизма.

13.2 Величина начальной кинетической энергии.

13.3 Определение величины Еок.

13.4 Определение величины Еот.

13.5 Истинное значение Ео.

13.6 Вычисление значений  для всех 24х положений.

Литература.


1.Задание


1.1. Провести структурное, кинематическое, кинетостатическое и динамическое исследование рычажного механизма двигателя с маховиком и зубчатым приводом.

1.2. Выполнить проектирование зубчатой пары, планетарного редуктора и маховика согласно прилагаемым схемам, диаграммам и исходным данным.

2.Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма


2.1 Степень подвижности механизма определяется по структурной формуле Чебышева


W = 3n - 2P5 - P4


где W-степень подвижности кинематической цели,

n-число подвижных звеньев цепи,

P5 -число кинематических пар Vкласса,

P4 –число пар IV класса

В рассматриваемой цепи подвижных звеньев –3:

кривошип - звено 2;

шатун – звено 3;

поршень – звено 4.

Пар V класса – 4: три вращательные пары (О, С и В) и одна поступательная (Д). Пар IV класса нет.


W= 3 * 3 – 2 * 4 = 1; W = 1.


Данная кинематическая цепь является механизм, т.к. степень подвижности равна числу ведущих звеньев.

2.1.2. Для определения класса механизма расчленяем его на группы. Первой отчленяем группу, образованную звеньями 3 и 4. После этого остается основной механизм, составляющий из стойки и начального звена –2.

Таблица 1

Схема структурной группы

№№

звеньев

Пары


Класс

группы

Порядок


Вид

3 и 4 C, B, D. II 2 2

1 и 2 О I -- --

Из таблицы 1 видно, что механизм образован группами не выше II класса, следовательно, механизм также II класса. Формула строения механизма:


I (1; 2/0) –II (3; 4/C, В, Д)


2.2 Определение положение звеньев и перемещений поршня (ползуна)


2.2.1. Строим планы механизма в масштабе длин – L = 0,001 м/мм для 12 равностоящих друг от друга положений кривошипа. Исходное положение кривошипа. Значения углов поворота кривошипа для каждого из 12 положений заносим в таблицу 2 строка 1.

2.2.2. Перемещение поршня (В0 В1, В0 В2 и т.д.) заносим в таблицу 2 строка 2, с учетом масштаба пути S: S = L = 0,001 м/мм.

Для положения 10 перемещение поршня: SВ10 = S (ВоВ10) = 0,001 . 22 = 0,022 м.

2.2.3. Построение траектории центра масс шатуна.

Отрезок с Sш (на чертеже ) изображаем в масштабе L расстояния еш :


( сSш ) = еш/L = 0,075/0,001 = 75 мм.


2.3 Определение скоростей точек и звеньев механизма


2.3.1. Скорости определяем способом планов.


Vc/v = k Loc/L; v = L/k; где k – коэффициент кратности.


Принимаем k = 1, тогда масштаб плана скоростей определяется :v = L

2.3.2. Планы скоростей для всех 12 положений строим при двух полюсах; при одном полюсе – для всех четных положений, при другом – для всех нечетных.

Угловая скорость кривошипа:


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


Линейная скорость Vс оси кривошипа – точки С:


Vс =r = 177,9 * 0,07 = 12,45 м/с.


Линейная скорость Vsk центра масс кривошипа – точки Sk:


Vsk =ek = 177,9 * 0,025 = 4,44 м/с.


Масштаб скоростей на плане:


v = L = 177,9 * 0,001 = 0,1779 м/с/мм.


Длина вектора, изображающего скорость Vc-точки С:

(PC) = Vc/v = 12,45/0,1779 = 70 мм.


2.3.3. Скорость Vв точки В определяется следующими уравнениями:


Vв = Vc + Vвc;

Vв = Vвx + Vввx;

Vвх = 0; Vв = Vввх;

Vв = v (pв) = 0,1779 * (-65) = -11,5 м/с;

Vвc =  v (св) = 0,1779 * 36 = 6,32 м/с.


2.3.4. Угловая скорость шатуна:


ш =вс = Vвс / Lсв = 6,3/0,25 = 25,2 рад/с.


где L св - длина шатуна в метрах.

2.3.5.Определяем Vsш – скорость центра масс шатуна(точка Sш):


Vsш =Vc+ Vsшc;

Vsшc = v (CSш)

(CSш) = L сsш/ L св(св) = (0,075/0,25)св = 0,3(св).


Для положения 10:


(CSш) = 0,3 * 36 = 10,8 мм.

Vsш =  v (рsш); м/с.

(рsш) = 66 мм.

Vsш =  v (рsш) = 0,1779 * 66 = 11,68 м/с.

2.4 Определение ускорений точек и звеньев механизма


2.4.1. Ускорения определяем способом планов, которые строим на чертеже также в масштабе кривошипа.

(c) = k (ос), где k – коэффициент кратности k = 1.


ас/а = k Loc/ L; а = 2 L/k.

а = 2 L.


2.4.2. Строим планы 4-х ускорений для 12 положений.

Линейное ускорение ас оси кривошипа – точки С:


ас = асn + асt


Точка С вращается вокруг оси О равномерно ( = const), асt = 0


ас = асn = 2 * r = 177,92 * 0,07 = 2215,38 м/с2.


Линейное ускорение ask центра масс кривошипа – точки Sk:


ask = 2 * еk = 177,92 * 0,025 = 791,21 м/с2.


Масштаб ускорений на плане:


а = 2 *  L = 177,92 * 0,001 = 31,6 м/с2/мм.


(c) = ас/а = 2215,38/31,6 = 70 мм.

2.4.3. Ускорение авn точки В определяется следующими уравнениями :


ав = ас + авс = ав + авсn + авсt .

ав = авx + аввx; авx = 0 .

ав = аввx .


Для положения 10: Vвс2 = 6,322 = 39,9 м/с


авсn = Vвс2/Lвс = 39,6/0,25 = 158,7 м/с2.

( сn ) = авсn/а = 158,7/31,6 = 5,06 мм.


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


ав = а(в) = 31,6 * 25 = 790 м/с2;

авс = а(св) = 31,6 * 62 = 1959,2 м/с2;

авсt = а(nв) = 31,6 * 61 = 1927 м/с2;

2.4.5. Угловое ускорение шатуна, для положения 10:

Еш = авсt/ Lвс = 1927/0,25 = 7708 рад/с2.


2.4.6. Ускорение аsш центра масс шатуна, для положения 10:


аsш = ас + аsшс ;

аsшс = а(сSш) = 31,6 (сSш);

(сSш) = еш/Lвс (св) = (0,075/0,25) (св) = 0,3(св)мм.

(сSш) = 0,3 * 62 = 18,6 мм.

(Sш) = 50 мм ( таблица 2, строка 24 ).

аsш = 31,6 * 50 = 1580 м/с2.

2.5 Построение годографов скоростей и ускорений центра масс шатуна


v = 0,177 м/с/мм ; а = 31,6 м/с2/мм.


2.6 Построение диаграммы перемещений Sв поршня, Sв = 1()


Принимаем: l = 250 мм, 2 = 3600;


 =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.


где, Т – время одного полного оборота кривошипа.


Т = 60/n = 60/1700 = 0,035 с.

t = 0,035/250 = 0,000141 с/мм.


Принимаем величину наибольшей ординаты (6S6) = 114 мм, тогда


s = Sв6/(6Sв) = 0,14/114 = 0,00122 м/мм.


Величину любой ординаты iSi, где i – номер деления, находим по формуле:


(iSi) = SBi/s.

2.6.1. Построение кинематической диаграммы VВ = 2() : (ро) = KV = 40 мм.

Определяем масштаб v скоростей, приняв KV = 40 мм.


v = s/t * KV = 0,00122/0,000141 * 40 = 0,216 м/с/мм.


2.6.2. Построение кинематической диаграммы ав = 3() производится графическим дифференцированием диаграммы Vв = 2().


(о) = Ка = 10мм.


Определяем масштаб а = v/t * Kа = 0,216/0,000141 * 10 = 12,47 м/с2мм.


3.Усилия, действующие на поршень


3.1 Построение индикаторной диаграммы рабочего процесса


3.1.1. Индикаторная диаграмма зависимости давления газов на поршень от перемещения поршня строим по диаграмме в задании.

3.1.2. В рассматриваемом примере наибольший ход поршня SБ = 0,14 м, а наименьшее давление газов: Рz = 4,8 н/мм2. Учитывая это, принимаем: S = 0,001 м/мм,р = 0,02 н/мм2/мм.


3.2 Построение диаграмм, действующих на поршень : Fun = 5() ; FВ = 4() ; F = 6()


3.2.1. Для построения этих диаграмм составим таблицу 3.


Рu = Ра – 0,1 м/мм2 .


Сила Fв давления газов на поршень: Fв = Рu * Аn , где, Аn – площадь поршня в мм2.


Аn = d2/4 = 3,14 * 1202/4 = 11304 мм2.


Сила инерции шатуна Fun по формуле: Fun = - mn * ав н.

где, mn – масса поршня кг,

ав – ускорение поршня м/с2.


Fun = - 2,5 * ав н.


Результирующая сила F, действующая на поршень: F = Fв + Fun н.

4.Результирующая сила инерции шатуна.


4.1 Результирующая сила инерции шатуна для 10 положения коленвала ( = 3000)


4.1.1.Результирующую силу инерции шатуна определим способом переноса этой силы на величину h плеча момента сил инерции:


Fuш = - mш * аsш, Н ,


где mш = 4,7 кг - масса шатуна,

аsш = 1580 м/с2 - ускорение центра масс шатуна (для 10 - го положения).

Знак минус означает, что направление силы инерции противоположно направлению ускорения.

4.1.2. Шатун совершает сложное движение. Поэтому аsш мы рассматриваем как сумму двух ускорений: аsш = ас + аsшс ,

где, ас – ускорение центра масс шатуна в переносном ( поступательном) движение вместе с точкой С:

аsшс – ускорение центра масс шатуна в относительном ( вращательном ) движении вокруг точки С.


Fuш = -mш (ас + аsшс ) = [-mш  а (с)] + [-mш  а (сSш)],

-mш  а (с) = - Fuш’, -mш  а (сSш) = - Fuш’’,

Fuш = Fuш’ + Fuш’’,


Fuш’ – сила инерции, возникающая при переносном движении шатуна. Fuш’ приложена в центре масс.

Fuш’’ – сила инерции, возникающая при относительном движении шатуна. Fuш’’ приложена в центре качания.

4.1.3. Fuш’ = - mш * ас = -4,7 * 2384,64 = - 11,207 н.


Fuш’’ = - mш * аsшс = -4,7 * 587 = 2758,9 н.


Положение центра качания определяется:


Lск = LcSш + Jш/ mш * LcSш = 0,075 + 0,0294/4,7 * 0,075 = 0,159 м.


После геометрического сложения Fuш’ и Fuш’’ получаем


Fuш = - mш * аsш = - 4,7 * 1580 = - 7426 н.

Lстш =  L * (стш) = 0,002 * 26 = 0,052 м.


Определяем угловое ускорение шатуна:


Eш = а всt / Lвс = -1928/0,25 = - 7712 рад/с2.

Тиш = - Jш * Еш = -0,294 * (-7712) = 226 нм.


Силу Fuш и момент Тuш заменяем одной равнодействующей силой Fuш, смещённой параллельно самой себе на расстояние h.


h = Тuш /Fuш = 226/7426 = 0,03 м = 30 мм.


5.Силовое исследование механизмов


5.1 Силовое исследование групп поршень – шатун для рабочего хода (10 – ое положение коленвала)


5.1.1.Силовое исследование производим для каждой структурной группы отдельно. К звеньям группы поршень – шатун приложены следующие внешние силы:

К звену 4 – поршень – сила F4 в точке В.


F4 = Fв + Fun + Gn,


где Fв – сила давления газов на поршень. Fв = 226н.

Fun – сила инерции поршня. Fun = - mn * ав = -2,5 * 790 = -1975 н.

G – вес поршня,


Gn = mn * g = 2,5 * 9,8 = 24,5 н.

F4 = 226 - 1975 + 24,5 = -1724,5 н.


Сила направлена вверх к звену 3 – шатуна – сила Gш в точке Sш и сила Fсил – в точке Тш.


Gш = mш * g = 4,7 * 9,8 = 46,06 н.

Fuш = -7426 н.


5.1.2.Кроме внешних сил на звенья действуют ещё реакции в кинематических парах. На звено 4(поршень) – реакция R14 со стороны звена 1(цилиндр, для этой реакции известна только её линия действия (прямая аа, перпендикулярная оси цилиндра), величина и точка приложения неизвестны.

На звено 4 действует также со стороны звена 3(шатун) реакция R34, приложенная в точке В, величина и направления её неизвестны. На звено 3 действует со стороны звена 4 реакция R43, приложенная в точке В, равная по величине реакции R34 и противоположно ей направленная.


R34 = - R43.


В точке С на звено 3 действует реакция R23 со стороны звена 2 (кривошипа). Величина и направления её неизвестны. Поэтому из С проводим в произвольном направлении вектор реакции R23, раскладывая её на две взаимно перпендикулярные составляющие: R23n и R23t.


R23 = R23n + R23t.


5.1.3. Величину R23t определяем из уравнения равновесия момента:


Tв (Gш) + Tв (Fсил) + Tв (R23t) = 0.


Учитывая направление сил Gш и Fсил и условно


R23t, то: Gшh2 – Fсилh1 + R23t * l = 0

R23t = (Fuшh1 - Gшh2)/l = (7426 * 0,026 – 46,06 * 0,052)/0,25 = 2608 н.

h1 = 0,026 м ; h2 = 0,052 м.


5.1.4. Для определения результирующей R23n и R14 составляем уравнение равновесия всех сил, действующих на группу:


R14 + F4 + Gш + Fuш + R23t + R23n = 0;

R23 = F (се) = 40 * 57 = 2280 н.

R14 = F (еа) = 40 * 71 = 2840 н.

R43 = -R43 = F (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 = F (la).


5.3 Определение уравновешивающей силы Fу способом рычага Жуковского (10-ое положение коленвала)


5.3.1. Строим в масштабе  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 -  = 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  v = 0,1779 м/с/мм.


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

(рв) = Vв10/v = - 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) =  * rв1/ 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 – XX1 + X2 = 0,898 + 0,517 = 1,415.

6.2.3. Угол зацепления - n


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


угол профиля зуба рейки  = 200 ;cos200 = 0,93969; tg200 = 0,36397; inv = inv200 = 0,014904.

По таблице находим w = 2608’; cosw = 0,8895; sinw = 0,3971; tgw = 0,432.

6.2.4. Межосевое расстояние - аw


aw = (Z1 + Z2) * mп/2 * cos/cosw = (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 -Y


Y= Х - Y = 1,415 – 1,204 = 0,211.


д) диаметр вершин зубьев:


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

da2 = d2 + 2(h*a + x2 - Y)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 = d1cos136 . 0,93969 = 127,7 мм.

dв2 = d2cos208 . 0,93969 = 195,7 мм.


6.2.6. Шаг зацепления – P


P = m = 3,14 . 8 = 25,15 мм.


6.2.7. Основной окружной шаг – Pв


Pв = P . cos= 25,15 . 0,93969 = 23,6 мм.


6.2.8. Глубина захода зубьев – hd


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


6.2.9. Высота зуба – h


h = (2h*a + C* - Y)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 - Y)mп = ( 1 + 0,898 – 0,211)8 = 13,49 мм.


б)высота делительной головки колеса – ha2:


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


в) высота делительной ножки шестерни – hf1:


hf1 = (h*a + C* - x1)mп =

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: