Размещено на http://www.allbest.ru/

3

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

Проект планетарной передачи

СОДЕРЖАНИЕ

ОСНОВНАЯ ЧАСТЬ

1 СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

1.1 Вычисление геометрических параметров зубчатых колес

1.2 Вычисление эвольвентного профиля зуба

1.3 Вычисление коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса

1.4 Определение скорости скольжения в зацеплении

1.5 Масштабные коэффициенты

2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3 СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Определение законов движения кулачка

3.2 Определение перемещения, аналогов скорости и ускорения

3.3 Определим основные размеры Ro и е кулачкового механизма

3.4 Определяем полярные координаты центрового профиля кулачка

3.5 Определяем действительный профиль кулачка

4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

4.1 Определение недостающих размеров механизма

4.2 Определение скорости выходного звена механизма в заданном положении по плану скоростей

4.3 Определение ускорения выходного звена механизма в заданном положении по плану ускорений

4.4 Сравнение скоростей и ускорений, получившихся при расчете на компьютере, и по планам скоростей и ускорений

4.5 Масштабные коэффициенты

5 СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

5.1 Составляем уравнение статического равновесия для группы 4-5

5.3 Определяем величину реакций для группы 4-5

5.4 Составляем уравнение статического равновесия для группы 2-3

5.5 Определяем величину реакций для группы 2-3

5.6 Составляем уравнение статического равновесия для группы 1-0

5.7 Определяем величину реакций для группы 1-0

5.8 Масштабные коэффициенты

БИБЛИОГРАФИЯ

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

зубчатое колесо шестерня кулачок передача

ОСНОВНАЯ ЧАСТЬ

1 СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

1.1 Вычисление геометрических параметров зубчатых колес

Число зубьев шестерни , число зубьев колеса . С модулем m=5 мм

1) Коэффициенты смещения:

2) Делительные диаметры:

3) Основные диаметры:

4) Угол зацепления:

5) Делительное межосевое расстояние:

6)

7) Межосевое расстояние:



8) Передаточное число:

9) Начальные диаметры:

10) Коэффициент воспринимаемого смещения:

11) Коэффициент уравнительного смещения:

12) Диаметры впадин:

13) Высота зуба:



14) Диаметры вершин зубьев:

15) Окружной делительный шаг:

16) Угловые шаги:

17) Окружные делительные толщины зубьев:

18) Начальные окружные толщины зубьев:

19) Угол профиля зуба на окружности вершин:



20) Окружные толщины зубьев по вершинам:

21) Радиусы кривизны эвольвенты на вершине зуба:

22) Длина линии зацепления:

23) Длина активной линии зацепления:

24) Угол перекрытия:

25) Коэффициент перекрытия:



26) Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:

27) Радиус кривизны эвольвенты в граничной точке эвольвенты:

Проверка на подрезание

, ,

Проверка выполнена, подрезание отсутствует.

; ;

Полученные значения находятся в пределах рекомендуемых норм.

1.2 Вычисление эвольвентного профиля зуба

Для расчета профиля зуба вычислим ширину зуба различным окружностям.

Расчетная формула для нахождения ширины зуба:

,

Результаты вычисления профиля зуба шестерни.

Таблица 1.1

dу5, мм	55,17	58,66	62,15	65,64	69,13
Sу5, мм	9,7499	8,7208	7,0597	4,8716	2,1542

Результат вычисления профиля зуба колеса.

Таблица 1.2

dу6, мм	111,934	115,808	119,682	123,556	127,43
Sу6, мм	9,883	8,9167	7,5165	6,083	3,592

1.3 Вычисление коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса

,

где с_k1 - радиус кривизны эвольвенты шестерни в точке контакта.

Так как фактически зацепление происходит по активной линии зацепления, то удельные скольжения целесообразно исследовать лишь в пределах g.



Результаты расчета коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса.

сk1, мм	л1	л2
0		1,00
3	-4,733	0,82
6	-1,627	0,619
9	-0,592	0,371
12,605	0,00	0,00
15	0,23	-0,308
18	0,443	-0,795
21	0,591	-1,44
24	0,701	-2,3
27	0,788	-3,72
30	0,857	-6,00
33	0,913	-10,59
36	0,960	-24,505
38,95	1,00

1.4 Определение скорости скольжения в зацеплении

Величину скорости скольжения в зацеплении можно определить по формуле:

,

где V_S - скорость скольжения в зацеплении, мм/с; - длина отрезка, мм; щ₁ - угловая скорость шестерни, рад/с; щ₂ - угловая скорость колеса, рад/с.

.

Подставив в исходное уравнение вычисленные значения угловых скоростей, а также измерив на чертеже длину отрезка, получим:

м/с

м/с

Зоны двухпарного зацепления.

Шаг по основной окружности

1.5 Масштабные коэффициенты

Масштабный коэффициент для построения зубчатого зацепления, профиля зубьев, а также для изображения зоны двухпарного зацепления:

.

Масштабный коэффициент для построения графика скорости скольжения в зацеплении:

.

Масштабный коэффициент для построения графика коэффициентов удельных скольжений:

2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рисунок 2.1

Число оборотов вала двигателя, n_дв = 1440об/мин

Принимаем:

C1=3

C2=8,6

C3=1

C4=3

Схема планетарного (а) см [2]

Принимаем q=5, тогда



Проверяем на условие сборки

Дано число стеллитов k = 3

Проверяем условие соседства:

3 СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Определение законов движения кулачка

Угол рабочего профиля кулачка:

Фазовый угол удаления

Фазовый угол дальнего стояния

Фазовый угол возвращения

Максимально допустимый угол давления

Максимальное перемещение выходного звена h = 100 мм

Замыкание высшей пары - силовое.

На фазе удаления принимаем параболический закон движения, на фазе возвращения - косинусоидальный.

3.2 Определение перемещения, аналогов скорости и ускорения

Рассчитаем перемещение , аналог скорости и аналог ускорения по соответствующим заданному закону формулам. На фазе удаления выходное звено движется по параболическому закону: для ,

, , ; для ,

, , ,

где мм; рад; . На фазе возвращения выходное звено движется по косинусоидальному закону:

;

;

,

где мм; рад; .

Результаты расчетов приведены в табл. 3.1.

Таблица 3.1

Удаление	i	k?ф/6, град	?i, град	si, мм	s'i, мм	s"i, мм	??i, град	??i, град	Ri, мм
	0	0	0	0	0	434,0900959	-10.92	0	188,62
	1	9,167	9,1667	5,556	69,449	434,0900959	-8.99	8,853631	194,076326
	2	18,33	18,333	22,22	138,9	434,0900959	-3.73	17,17868	210,476455
	3	27,5	27,5	50	208,35	434,0900959	3.46	25,20098	237,892349
	4	36,67	36,667	77,78	138,9	-434,0900959	7.078	33,46006	265,383516
	5	45,83	45,833	94,44	69,449	-434,0900959	11.85	42,16721	281,90519
	6	55	55	100	0	-434,0900959	12.69	51,19245	287,416135
Возвращение	7	0	67	100	0	-421,436		63,19245	287,416135
	8	10,33	77,333	93,3	72,581	-364,974		73,697	280,771413
	9	20,67	87,667	75	125,71	-210,718		84,54227	262,631685
	10	31	98	50	145,16	0,000		95,70098	237,892349
	11	41,33	108,33	25	125,71	210,718		107,051	213,213829
	12	51,67	118,67	6,699	72,581	364,974		118,2914	195,199776
	13	62	129	0	0,00	421,436		129	188,62

3.3 Определим основные размеры R_o и е кулачкового механизма

По условию ограничения угла давления только на фазе удаления, так как высшая пара имеет силовое замыкание и кулачок вращается по часовой стрелке. Принимаем мм; мм; Приняли на основании данных графика зависимости в функции угла поворота кулачка на фазе удаления.. Определяем по формуле угол давления только на фазе удаления, так как высшая пара имеет силовое замыкание и заклинивание механизма может произойти только на фазе удаления (на фазе возвращения толкатель движется под действием пружины):

.

Результаты вычислений заносим в табл. 3.1. На основании полученных данных строим график зависимости в функции угла поворота кулачка на фазе удаления.

3.4 Определяем полярные координаты центрового профиля кулачка

; ,

где мм; на фазе удаления , а на фазе возвращения , изменяется от 0 до 6. Результаты расчетов заносим в табл. 3.1.

3.5 Определяем действительный профиль кулачка

Действительный профиль кулачка найдем как эквидистантную кривую, отстоящую от центрового профиля на расстоянии, равном радиусу ролика.

Радиус ролика выберем наименьшим из условий (2.27), (2.28) [2]:

мм

мм

Окончательно примем мм.

Для получения действительного профиля кулачка на его центровом профиле выбираем ряд точек, из которых проводим полуокружности (в сторону уменьшения радиус-вектора кулачка) радиусом, равным радиусу ролика . Огибающая этих полуокружностей и является действительным профилем кулачка (лист 2).

Произведем проверку

мм

по чертежу 185 мм (расчет для i = 3 на фазе удаления)

=

мм, по чертежу 177 мм (расчет для i = 7 на фазе возвращения)

где -- радиус ролика; . Полярный угол вектора в обращенном движении,

где .

4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

4.1 Определение недостающих размеров механизма

EC=100 мм CD=250 мм

Определим длину кривошипа OA:

, принимаем 58 мм

Определим положение центра тяжести шатуна, звено 4:

4.2 Определение скорости выходного звена механизма в заданном положении по плану скоростей

Скорость точки A

м/с

рад/с

Изображаем эту скорость отрезком pa = 50 мм

Скорость точки A3

м/с

м/с

мм

Скорость точки С

м/с

Движение точки D

м/с

м/с

м/с

Угловые скорости

рад/с

рад/с

4.3 Определение ускорения выходного звена механизма в заданном положении по плану ускорений

Ускорение точки A

( т.к угловая скорость постоянна)

( м/с²)

Изображаем отрезком pa = 161.8 мм

Ускорение точки A3

( м/с²)

( м/с²)

( м/с²)

Pac:Paa₃=EC:AE

Pac=

( м/с²)

( м/с²)

м/с²

Угловые ускорения

рад/с²

Для сравнения произведем расчет скоростей и ускорений звеньев механизма при помощи программы ТММ Analizer (см. приложение 1)

4.4 Сравнение скоростей и ускорений, получившихся при расчете на компьютере, и по планам скоростей и ускорений

Результаты занесены в таблицу 4.1

Таблица 4.1

	VD	aD	щ3	е4	Vs3	as3	щ 4
По плану	0.381	1.29	4.506	8,27	0.4227	1.508	0.54
ТММ Analizer	0.381	1.235	4.533	8,42	0.4227	1.486	0.54
Погрешн.	0	1	0.59	1,72	0	1.43	0

4.5 Масштабные коэффициенты

Масштабный коэффициент для построения механизма:

Масштабный коэффициент для построения графика перемещения:

Масштабный коэффициент для построения графика скорости:

Масштабный коэффициент для построения графика ускорения:

5 СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

5.1 Составляем уравнение статического равновесия для группы 4 - 5

Н

Н

Нм

Из плана сил получаем

Н

Н

5.2 Определяем величину реакций для группы 4 - 5

Определим реакции в опоре

5.3 Составляем уравнение статического равновесия для группы 2 - 3

Нм

5.4 Определяем величину реакций для группы 2 - 3

Из плана получаем

Н

5.5 Составляем уравнение статического равновесия для группы 1 - 2

Н

Из плана получаем

Н

5.6 Составляем уравнение статического равновесия для группы 1 - 0

5.7 Определяем величину реакций для группы 1 - 0

Из плана получаем

Н

5.8 Масштабные коэффициенты

Масштабный коэффициент для построения механизма:

Масштабный коэффициент для построения планов сил

БИБЛИОГРАФИЯ

1)С.А. Попов, Г.А. Тимофеев, Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин : учебник для вузов. -5-е изд., перераб. и доп. - М.: «Высшая школа», 2004. - 457 с.

2)Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / Акулич В.К., Анципорович П.П., Астахов Э.И. и др. под редакцией Девойно Г.Н. - Минск: Высшая школа, 1986. 285 с.

Приложение 1

КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

Пользователь: Скорик А.А.

Группа ТМ 375

Вариант 19

Руководитель: Филимонов И.Е.

Исходные данные

Длина кривошипа L= 0,058 м

Начальный угол поворота кривошипа FIO= 210,000 (град.)

Группа № 1

тип группы =3 ВПВ

способ сборки = 1

координаты стойки ХF=-0,0500YF=0,0000

L1 = 0,0000;тета1 = 0,00;L2 = 0,0000;тета2 = 0,00

звено присоединения =2 Х=0,0000 Y=-0,1000 (В системе локальных координат звена)

Группа № 2

тип группы =2 ВВП

способ сборки =-1

координаты стойки ХF=0,0000YF=0,0000

L1 = 0,2500;тета1 = 0,00;L2 = 0,0000;тета2 = 0,00

В программе приняты следующие обозначения:

AJ - точка А j-ой группы, BJ - точка B j-ой группы

FJ - угол FI1 j-ой группы, PJ - угол FI2 j-ой группы

V и W - символы аналога скорости и ускорения, таким образом:

VXA1 - проекция аналога скорости точки A1 1-ой группы на ось Х

MU1 и MU2 - углы передачи

Расчетные данные

Векторные кинематические параметры получены в виде проекций на оси координат

Все угловые кинематические характеристики получены в градусах !

Fmax=-0,20000 Fmin=-0,40000

Исследуем дапазон изменения угла кривошипав интервале от 210,0 до 570,0 градусов

Размещено на Allbest.ru

...