n1
|
2000
|
СР
рис. 4
|
б
|
nвых
|
220
|
D
|
0.066
|
h/D
|
1.1
|
λ
|
0.28
|
δ
|
0.08
|
Pmax
|
4.3
|
ϕ1
|
690
|
β1
|
21
|
β2
|
38
|
K
|
4
|
m
|
3
|
q
|
8
|
Частота вращения кривошипа n1
= 2000 мин-1
Частота вращения выходного вала редуктора nвых.
= 220 мин-1
Число сателлитов k
= 4
Диаметр поршня D
= 0,066 м
Отношение хода поршня к его диаметру
h/D = 1,1м
Отношение длинны кривошипа к длине шатуна λ=
0,28
Максимальное давление газов на поршень Pmax
=4,3 МПа
Модуль зубчатых колес m
= 3 мм
Угол поворота кривошипа ϕ=690
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа δ=0,08
Угол опережения
Угол запаздывания
2.
Расчет
схемы редуктора
2.1 Определение передаточного
отношения редуктора
p
= U1H ×
Uаб
;
Примем U1H
= 4
2.2 Разбивка передаточного
отношения редуктора по ступеням
Первая ступень не планетарная, состоящая из а и
б.
Вторая ступень планетарная, состоящая из
центральных колес 1 и 3, однорядного сателлита 2 и водила Н.
Первая непланетарная ступень. Вторая планетарная
ступень.
.3 Подбор чисел зубьев для
первой ступени
кривошипный ползунный механизм
звенья
Используем условие не подрезания зуба.
Zа ≥
17; Zб
≥ 85
Принимаю Zб
= 90,
находим Zа
.4 Подбор чисел зубьев для
второй планетарной ступени
Условие, используемое при подборе чисел зубьев.
При подборе чисел зубьев планетарной передачи
используется пять условий: обеспечение безопасности заданного передаточного
отношения, отсутствие подрезания зуба, соостности, сборки и соседства.
Z3
= Z1
+ 2Z2,
где Z1,
Z3
- числа зубьев центральных колес;
Z2
- число зубьев сателлита (рис. 4,а).
Дано: U1H
= 5,4; k = 3.
,
подберем Z3
с учетом условия Z3
≥ 85, а затем Z1
Примем Z3
=
88, тогда Z1
= 88/4.4 = 20;
Z1
= 20 ≥17
Из условия соостности определим Z2
Проверим условие соседства
Условие соседства выполняется.
Проверим условие сборки
Условие сборки выполняется.
2.5 Расчет делительных диаметров
и построение схемы редуктора
; m=3
Для первой планетарной системы
Для второй планетарной системы
3. Кинематическое исследование
КПМ
3.1 Определение размеров звеньев
КПМ
По заданному отношению h/D
и диаметру D поршня определяем
ход h поршня, а затем
длину кривошипа
Таблица №1
3.2 Аналитический метод определения
кинематических передаточных функций скоростей
Значения приведены в табл. №2
3.3 Определение сил действующих
на поршни
Значения приведены в таб. №2
3.4 Определение приведенного
момента сил движущих
Вывод
1. Расчеты показывают, что величина
переменная, что приводит к колебаниям скорости кривошипа.
. Приводит к крутильным колебаниям,
снижает мощность двигателя, понижает КПД.
. Увеличиваются динамические нагрузки на
стойку, следовательно появляется вибрация. Для устранения данного недостатка,
требуется увеличить количество цилиндров двигателя. Чем больше цилиндров, тем
более устойчивее и равнее работает двигатель.