унного механізму:
, (110)
де (N ТР ) СР - потужності, що витрачаються на тертя в кінематичних парах
(N ТР ) СР = N O1 + N A + N B + N O3 , (111)
де N O 1 , N A , N B , N O 3 - Потужності, що витрачаються на тертя в кінематичних парах, Вт:
, (112)
, (113)
, (114)
, (115)
де f ТР = 0,15 - наведений коефіцієнт тертя;
d 01 , d A , d B - діаметра цапф шарнірів:
d 01 = 40 мм;
d A = 40 мм;
d B = 20 мм.
Вт
Вт
Вт
Вт
(N ТР ) СР = 13715,68 +14419,04-845,83 +1,256 = 27290,15 Вт
Визначаємо потужність сил корисних опорів, Вт:
(N ПС ) СР = М ПР.СР , (116)
(N ПС ) СР = 35,67293,07 = 10453,8 Вт
В
Визначаємо загальний ККД зубчастого редуктора, генератора і механізму вихлопу:
, (117)
де N г - потужність сил опору генератора, Вт:
N р = М ПР.СР , (118) p> N г = 35,67293,07 = 10453,8 Вт
N вихл - потужність сил опору механізму вихлопу, Вт:
N вихл = 0,02 N р
N вихл = 0,0210453,8 = 209,076 Вт
= 0,95 - ККД генератора електричного струму;
-ККД зубчастого редуктора, определя ється залежно від коефіцієнта з:
з =, (119)
з =
, (120)
де = 6 - передавальне число планетарної передачі у відносному русі;
-ККД двох послідовно з'єднаних зубчастих передач планетарного механізму:
, (121)
де 0,97 - ККД зовнішнього зачеплення циліндричних зубчастих коліс;
0,98 - ККД внутрішнього зачеплення. br/>
0,970,98 = 0,95
В
Механізм вихлопу складається із сполучених послідовно кулачкового механізму, що приводиться в рух через зубчасту передачу і коромислового механізму.
Визначаємо ККД механізму вихлопу:
, (122)
В В
Загальний ККД механізму:
В
Висновок
У даному курсовому проекті розглянуто розрахунок машинного агрегату, призначеного для отримання електричної енергії за допомогою генератора, що приводиться від ДВС через планетарний редуктор.
У ході структурного аналізу для кожного механізму були визначені клас і характеристика кожної кінематичної пари.
При розрахунку ДВЗ розглядали як окремі механізми - кривошипно-повзуни і механізм газорозподілу (Кулачковий). Для визначення кінематичних характеристик КПМ були побудовані плани швидкостей і прискорень (див. креслення ЧГУ.С.КП.150404.00.00.01), діаграми переміщень, швидкостей і прискорень. Результати графічного методу порівняли з теоретичними результатами. Похибки не перевищують 5%. p> Проектний розрахунок кулачкового механізму зводиться до визначення мінімального радіуса кулачка при заданому куті тиску. Побудова діаграм переміщень, швидкості та прискорення т штовхача, а також плану швидкостей складають кінематичний розрахунок. За результатами розрахунків на кресленні ЧГУ.С.КП.150404.00.00.02 були побудовані графік передавальної функції, теоретичний і дійсний профіль кулачка, план швидкостей в момент положення штовхача, відповідного його максимальної швидкості. Теоретичний радіус кулачка R min = 15 мм, ексцентриситет e = 2,8 мм, дійсний радіус кулачка r = 10,5 мм. p> Для побудованої на кресленні ЧГУ.С.КП.150404.00.00.03 схеми планетарної передачі шляхом побудови планів лінійних і кутових швидкостей в масштабі, були визначені швидкості всіх ланок механізму. Похибки графоаналітичного методу в порівнянні з аналітичним на перевищили 3%.
У ході розрахунків динамічного дослідження КПМ були побудовані графік наведених моментів сил рушійних і сил опору, визначено параметри і побудована схема махового колеса (див. креслення ЧГУ.С.КП.150404.00.00.04). При силовому аналізі КПМ розбивали на ланки групи Ассура та початкової механізму. На кресленні ЧГУ.С.КП.150404.00.00.05 в масштабах побудували схеми групи Ассура, початкового механізму. Значення всіх сил і реакцій, діючих на кожну ланку були визначені методом планів сил; визначили врівноважуючу силу і врівноважує момент, які порівняли зі значеннями Р УР і М УР , отриманими методом Жуковського. Похибка при розрахунку врівноважує моменту склала 4,2%.
Обчислений коефіцієнт корисної дії агрегату в цілому = 0,638 доводимо правильність розрахунків при проектуванні і дає можливість застосування даного агр...
