Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Вологодский государственный технический университет

Курсовой проект по теории механизмов и машин

Механизм штамповочной машины

ТММ 09.01.

Вологда 2009

Исходные данные

№	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Числовые значения
1	Число оборотов электродвигателя		об/мин	2500
2	Число оборотов кривошипа		об/мин	140
3	Ход ползуна	H	м	0,14
4	Максимальное условие высадки	P	Н	310
5	Длина коромысла		м	0,36
6	Отношение длин для коромысла 3		-	0,5
7	Коэффициент изменения средней скорости коромысла	K	-	1,14
8	Отношение, определяющее положение центра масс шатунов 2,4		-	0,5
9	Погонная масса звеньев	mn	кг/м	25
10	Масса ползуна 5	m5	кг	16
11	Момент инерции вала кривошипа	J01	кгм2	0,1
12	Коэффициент неравномерности вращения вала кривошипа		-	0,04
13	Момент инерции ротора электродвигателя	Jдв	кгм2	0,12
14	Угловая координата кривошипа для силового расчета		град	90
15	Закон изменения ускорения толкателя	-	-	Y
16	Максимальное угловое перемещение толкателя		град	30
17	Длина толкателя		м	0.14
18	Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме		град	40
19	Соотношение между ускорениями		-	1.3
20	Число зубьев колес рядовой ступени	Z4 Z5	-	13 21
21	Модуль зубчатых колес	m	мм	5
22	Число сателлитов в планетарном редукторе	K	-	3

Введение

Теория механизмов и машин - наука, изучающая общие методы структурного и динамического анализа и синтеза структурных механизмов, механику машин. Излагаемые в теории механизмов и машин методы пригодны для проектирования любого механизма и не зависит от его механического применения (назначения), а так же физической природы рабочего процесса машины.

Курс теории механизмов и машин по существу является вводным в специальность будущего инженера и поэтому имеет инженерную направленность, в нем широко используется современный математический аппарат и изучаются практические приёмы решения задач, анализа и синтеза механизмов - аналитически с применением ЭВМ, графически и графоаналитически.

Важнейшей задачей теории механизмов и машин является развитие экспериментальных методов изменения характеристик различных машин и механизмов.

Создание современной машины требует от конструктора всестороннего анализа ее проекта. Конструкция должна удовлетворять многочисленным требованиям, которые находятся в противоречии. Например, минимальная динамическая нагруженность должна сочетаться с быстроходностью, достаточная надежность и долговечность должны обеспечиваться при минимальных габаритах и массе. Расходы на изготовление и эксплуатацию должны быть минимальными, но обеспечивающими достижение заданных параметров. Из допустимого множества решений конструктор выбирает компромиссное решение с определенным набором параметров и проводит сравнительную оценку различных вариантов. Числовых показателей эффективности решения, называемых критериями качества или целевой функцией, по которым следует оценивать конструкцию, обычно бывает несколько. Выделяют главные критерии, а вспомогательные показатели используют как ограничения, накладываемые на элементы решения. В настоящее время расчеты выполняют на ЭВМ, что позволяет оценить конструкцию по многим критериям качества и найти максимум показателя эффективности.

Основная цель курсового проектирования -- привить навыки использования общих методов проектирования и исследования механизмов для создания конкретных машин и приборов разнообразного назначения. Студент должен научиться выполнять расчеты с использованием ЭВМ, применяя как аналитические, так и графические методы решения инженерных задач на разных этапах подготовки конструкторской документации.

Курсовое проектирование ставит задачи усвоения студентами определенных методик и навыков работы по следующим основным направлениям:

оценка соответствия структурной схемы механизма основным условиям работы машины или прибора;

проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным основным и дополнительным условиям;

анализ режима движения механизма при действии заданных сил;

силовой анализ механизма с учетом геометрии масс звеньев при движении их с ускорением;

проектирование зубчатых рядовых и планетарных механизмов;

расчет оптимальной геометрии зубчатых зацеплений;

проектирование механизмов с прерывистым движением выходного звена;

определение мощности и выбор типа двигателя.

1. Проектирование рычажного механизма

1.1 Структурный анализ рычажного механизма

Механизм штамповочной машины состоит из кривошипа, шатуна, коромысла, ползуна, стоика

Механизм штамповочной машины состоит из 7-ми кинематических пар:

I. Стойка 0 - кривошип (вращательная пара 5 класса)

II. Кривошип 1- шатун (вращательная пара 5 класса)

III. шатун 2 -коромысло (вращательная пара 5 класса)

IV. коромысло 3 - стойка (вращательная пара 5 класса)

V. коромысло 3 - шатун (вращательная пара 5 класса)

VI. Шатун 4 -ползун (вращательная пара 5 класса)

VII. ползун 5 - направляющая (поступательная пара 5 класса)

Степень подвижности механизма определяется по формуле П.Л. Чебышева

где n- число подвижных звеньев (n=5);

p₅ - число кинематических пар 5^го класса (p₅ = 7);

p₄ - число кинематических пар 4^го класса (p₄=0).

Таблица групп Ассура:

№	Условное изображение на структурной схеме	Число звеньев и пар 5 класса	Степень подвижности	Класс	Порядок	Вид
1		2 звена, 3 кинематические пары 5 класса	0	2	2	1
2		2 звена, 3 кинематические пары 5 класса	0	2	2	2

Таблица механизмов 1 класса:

№	Условное изображение на структурной схеме	Число звеньев и пар 5 класса	Степень подвижности
1		1 звено, 1 пара 5 класса	1

Формула строения механизма:

Таким образом, данный механизм, является механизмом 2^го класса.

1.2 Проектирование рычажного механизма

Определяем размеры звеньев.

Дано: ,

0.0025м/мм

Рассмотрим подобные треугольники и :

=;

Окружность L является геометрическим местом точек центра вращения кривошипа. Любая точка, взятая на этой окружности, обеспечит заданный угол . Если не вводить дополнительных усилий, то задача имеет множество решений.

Ставим на чертеже точку D. Далее из т.D проводим горизонтальную прямую и откладываем угол вверх и вниз от горизонтали. Затем проводим отрезки DB и DB₁(крайние положения коромысла). Соединяем точки B и B₁. От точки B откладываем прямой угол а от точки В₁ - . Вокруг полученного прямоугольного треугольника проводим окружность L и ставим точку O. Из точки O проводим окружность радиусом . Делим ее на 12 частей и методом засечек находим положения остальных точек. Длину шатуна СЕ выбираем произвольно = 0,4м.

1.3 Определение скоростей точек звеньев и угловых скоростей звеньев методом планов

Скорость точек можно определить методом планов скоростей. Кинематические исследования этим методом производятся в следующей последовательности:

Рассмотрим построение плана скоростей для 1-^го положения механизма:

Найдём угловую скорость кривошипа ():

Находим скорость точки А:

Откладываем вектор скорости , () направлен из полюса Р перпендикулярно кривошипу АВ в сторону вращения угловой скорости кривошипа.

Откладываем этот вектор в масштабе:

Составляем векторные уравнения: Найдем скорость точки B.

Составим для нее систему векторных уровней:

Из точки, на плане скоростей, проведем прямую перпендикулярно ВС это линия действия скорости V_АВ, а из полюса (P) проведем прямую перпендикулярно DB, линия действия скорости V_В. Они пересекаются в т b из полюса проведем в эту точку прямую это, и будет скорость т. В.

Находим скорость движения т.С:

Далее определим скорость точки E, используя следующую систему векторных уравнений:

Из полюса проводим линию действия т.e перпендикулярно СЕ,а из т.d проводим скорость звена СE перпендикулярно этому звену. И на пересечении с линией действия скорости т.E получаем скорость т.E:

Определяем скорости точек S₂ и S₄.

Аналогично строим планы положений для остальных 11 положений механизма. Угловые скорости находим из выражений:



Полученные результаты сводим в таблицу 1.

Таблица 1.

Таблица линейных и угловых скоростей

0	1,83	0	0	0	0	0	0	3.18	0	0
1	2,36	0,92	0.46	0.86	0.16	0.42	0.39	4.10	2.56	0.4
2	2,00	1,44	0.72	1.32	0.18	0.68	1.65	3.48	4	0.45
3	1,06	1,74	0.87	1.70	0.06	0.86	0.84	1.84	4.83	0.15
4	0,15	1,82	0.91	1.83	0.1	0.92	0.92	0.26	5.06	0.25
5	1,32	1,4	0.70	1.49	0.20	0.72	0.74	2.30	3.89	0.5
6	1,84	0,46	0.23	0.98	0.08	0.22	0.23	3.20	1.28	0.2
7	1,72	0,68	0.34	1.08	0.12	0.32	0.34	2.99	1.89	0.3
8	1,36	1,58	0.79	1.58	0.20	0.79	0.8	2.37	4.39	0.5
9	0,92	2,04	1.02	1.89	0.07	1.03	1.04	1.60	5.67	0.18
10	0,44	2,1	1.05	1.95	0.15	1.04	1.01	0.77	5.83	0.38
11	0,54	1,38	0.69	1.6	0.23	0.6	0.56	0.94	3.83	0.58

1.4 Определение ускорений точек звеньев методом планов

Ускорения точек звеньев и угловые ускорения звеньев находим для заданного 3-^го положения механизма ()

Определяем ускорение точки А предварительно записав векторное уравнение:



т.к. кривошип вращается с постоянной угловой скоростью. Тогда:

Выберем масштабный коэффициент:

Из произвольно выбранного полюса откладываем вектор параллельно OA от A к O.

Далее запишем векторное уравнение для точки B:

где

;

На плане ускорений из точки , откладываем нормальное ускорение звена ВА с учетом параллельно ВА по направлению то точки В к точке А. Далее проводим линию перпендикулярно , а из полюса - параллельно звену ВА плана положений механизма. При пересечении двух прямых ставим точку . Ускорение точки В:

Найдем ускорение нормальное звена ВD:

На плане ускорений откладываем параллельно BD из полюса .

Ускорение точки С найдем из правила подобия. На векторе откладываем .

Ускорение точки Е получим при пересечении направляющей, проведенной из полюса и линии перпендикулярной СЕ.

.

Ускорение точек S₂ и S₄ определяем из следующих условий:

Точки S₂ S₄ находятся на середине звеньев АВ и СЕ, соответственно на плане ускорений они будут тоже расположены посередине и равны:

.

Тангенциальные ускорения, а также угловые ускорения найдем из следующих уравнений:

1.5 Исследование механизма методом кинематических диаграмм

Такой метод проводится со следующими целями:

-получения наглядного представления о законе движения интересующей нас точки звена

-для определения скоростей и ускорений точек на основе известного закона перемещений точек.

Для построения диаграммы угловых перемещений для точки Е отложим по оси ординат с учетом масштабного коэффициента перемещения точки Е в каждом из 12-ти положений механизма; по оси абсцисс отложим номера положений и время:

Полученные точки соединим хордами.

Кинематические диаграммы скоростей и ускорений строим методом графического дифференцирования (методом хорд). Для построения диаграммы скоростей, необходимо полученные точки на диаграмме перемещений соединить хордами, получить ломаную кривую. На оси абсцисс диаграммы скоростей откладываем полюс Р_V, на расстоянии Н_V=45мм. Параллельно переносим хорды в полюс. На оси скорости получим точки пересечения с осью ординат. Из полученных точек, параллельно горизонтальной оси, проводим линии до пересечения с серединами того участка, хордой которого и получена эта точка. Для получения диаграммы скоростей принимаем масштабный коэффициент:

Для построения диаграммы ускорений воспользуемся тем же методом. Полученные точки на диаграмме скоростей соединяем хордами. На оси абсцисс откладываем полюс Р_а, на расстоянии Н_а=40 мм. Параллельно переносим хорды в полюс до пересечения с осью ординат из полученных точек проводим горизонтальные прямые до пересечения с прямыми опушенными из точек соответствующих положений механизма. Дальше полученные точки соединяем, плавной кривой и получаем искомый график ускорения точки Е. Для получения диаграммы принимаем масштабный коэффициент:

рычажный кулачковый механизм кинематический

2. Динамический синтез и анализ рычажного механизма

2.1 Определение приведённого момента сил сопротивления и действующих сил

Приведем пример расчета для 1-го положения:

так как Н

=10.

Моменты рассчитываем, и все полученные данные сводим в Таблицу 2

Таблица 2

Таблица приведенных моментов сил сопротивления

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
	0	21	58	83	91	74	35	-15	-16	-91	-98	-73
	0	22	36	44	45	34	10.5	-16	-39	-51	-53	-32
	0	21	34	43	45.5	35	11	-16.5	-40	-51.5	-52	-30
	0	19.5	32.5	42	46	37	11.5	-17	-40	-52	-50.5	-28
,H	0	0	0	145	310	310	310	0	0	0	0	0
	0	-19.5	-32.5	-42	-46	-37	-11.5	17	40	52	50.5	28
	0.0013	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0.0013	-
	0	13.9	27.5	28.4	20.2	15.9	7.3	-10.9	-31	-42.5	-43.9	-28

Далее строим диаграмму приведённых моментов сил сопротивления, используя масштабный коэффициент,

выбираем так же масштабный коэффициент по оси абсцисс

Откладываем полученные значение следующим образом отрицательные наверх, а положительные вниз полученные точки соединяем плавной кривой. Графически проинтегрировав (методом хорд) диаграмму получаем диаграмму работ сил сопротивления . Масштабный коэффициент этой диаграммы будет равен:

где Н_м - полюсное расстояние, равное 40мм.

Т.к. рассматривается установившийся режим движения, при котором работа сил сопротивления за цикл по модулю равна работе движущих сил также за цикл и условно принимается, что приведённый момент движущих сил постоянен, то для построения диаграммы достаточно соединить наклонной прямой начало и конец диаграммы. можно найти графическим интегрированием диаграммы (методом хорд).

Диаграмма строится алгебраическим сложением диаграмм и .Её масштабный коэффициент равен Дж/мм.

Диаграмму приращения кинетической энергии машины с маховиком строим по полученным значениям с учетом масштабного коэффициента

.

2.2 Построение диаграммы кинетической энергии 2-ой группы звеньев

Рассчитываем значения кинетической энергии для всех 12 положений по формуле:

приведем пример расчета для 1-го положения:

Остальные значения сводим в Таблицу 3:

Таблица 3

Таблица кинетической энергии 2-ой группы звеньев

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
	0	11.12	21.47	32.00	36.41	24.79	9.71	11.81	28.32	41.80	42.77	23.6

2.3 Построение диаграммы приращения кинетической энергии 1-ой группы звеньев

Диаграмму строим путем вычитания диаграммы из диаграммы ().Откладываем по оси ординат значения, в соответствующих положениях с учетом масштабного коэффициента , полученные точки соединяем плавной линией, получаем график .

Таблица 4

Таблица кинетической энергии 1-ой группы звеньев

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
	0	-4.83	-2,08	-5.2	14.9	38.6	61.5	61.03	34.5	2.74	-19.7	28

Полученные значения откладываем по оси ординат, с учетом масштабного коэффициента , полученные точки соединяем плавной линей.

2.4 Диаграмма изменения угловой скорости и углового ускорения кривошипа, момент инерции, расчет маховика

Найдем сначала момент инерции маховика:



Изменение угловой скорости ведущего звена пропорционально изменению кинетической энергии .В связи с этим построенный график может являться графиком угловой скорости ,

начало координат оси на графике определяется ординатой

2.5 Построение диаграммы аналога углового ускорения кривошипа

Полученную в предыдущем пункте диаграмму дифференцируем методом хорд:

Параллельно Хордам сносим в полюс , до пересечения с осью ординат графика аналога углового ускорения получаем точки

Дальше через эти точки параллельно оси абсцисс проводим прямые до пересечения с серединными перпендикулярами получаем точки далее эти точки соединяем, плавной кривой получаем искомый график .

Рассчитаем по диаграммам угловые скорости и угловые ускорения и сведем полученные значения в таблицу 5

Таблица 5

Таблица угловых скоростей и ускорений

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
	3.6	0	1	1.7	3.2	5.1	2,4	-3.1	-6.2	-5.9	6	3.5

2.6 Расчет маховика

2.7 Силовой анализ механизма методом планов сил для заданного положения

Суть проведения силового анализа состоит в нахождении силы или уравновешивающего момента этой силы приложенной к ведущему звену (кривошипу).

2.8 Определение сил тяжести, сил инерции, моментов сил инерции и сил полезного сопротивления

Силы тяжести:

Силы инерции:

Знак “-” показывает направление силы инерции против ускорения.

Моменты сил инерции:

Знак «-» показывает направление против углового ускорения .

2.9 Определение реакций в кинематических парах приведённых в группах Ассура

Разбиваем наш механизм, на группы Асура отбрасывая связи прикладывая к звеньям силы реакции.

Силовой расчёт начинают с наиболее удалённой группы Ассура от ведущего звена. Выделяют группу Ассура, состоящую из 5 и 4 звеньев, прикладываем все силы, действующие на звенья, моменты этих сил. Взамен отброшенных связей прикладываем реакции. Вычерчиваем группу Ассура и составляем для неё уравнение равновесия:

У нас в уравнении 3 неизвестных, а план сил можно построить с 2-мя неизвестными, причем зная их линии действия. Поэтому находим силу .

Для определения реакции рассмотрим равновесие четвёртого звена:

В масштабе используя выше написанное уравнение состояния строим план сил:

сначала проводим линию действия, затем откладываем все известные по значению и направлению силы через точку конца вектора последней начерченной силы проводим силу (силу реакции опоры на коромысло) и на пересечении линий действия сил и получаем точку.

Из плана находим: .

Выделяем группу Ассура, состоящую из 2 и 3 звеньев, прикладываем все силы, действующие на звенья, а так же моменты сил инерции. В т.C звена прикладываем силу равную по модулю силе и направленную в противоположную сторону.

Выбираем масштабный коэффициент .

Вычерчиваем группу Ассура и составляем для неё уравнение равновесия:

.

Для определения реакций и составим два раза уравнения моментов относительно точки B:

2.10 Силовой анализ механизма 1^го класса

Вращение на кривошип передаётся через зубчатую передачу. Выбираем масштабный коэффициент и вычерчиваем механизм 1^го класса в масштабе. К точке А прикладываем реакцию . Уравновешивающую силу прикладываем в точке касания колес под углом 20.

Для определения уравновешивающей силы составляем уравнение моментов относительно точки A:

; .

2.11 Проверка результатов силового анализа методом рычага Жуковского

Суть метода сумма моментов всех сил, действующих на механизм включая силы инерции, перенесённых параллельно сами себе в точки одноимённые, повёрнутого на 90⁰ плана скоростей, относительно полюса равна 0.

План скоростей рассматривается как рычаг, шарнирно-закреплённый в полюсе и находящийся, под действием сил инерции, в равновесии.

Моменты представим как пары сил приложенных в концах звеньев:

Составляем уравнение моментов относительно полюса :

Погрешность вычислений:

3. Синтез кулачкового механизма

3.1 Исходные данные

Исходные данные для расчета в таблице 6. Схема кулачкового механизма, закон изменения аналога ускорения кулачкового механизма.

Таблица 6.

Длина коромысла кулачкового механизма	Угловой ход коромысла	Фазовые углы поворота кулачка	Допускаемый угол давления
L, мм	мах	п	о	Iвв	доп
0.14	30	84.5	84.5	0	40

3.2 Построение кинематических диаграмм толкателя

Проектирование кулачкового механизма начнём с построения кинематических диаграмм аналогов ускорения и скоростей, а также перемещения толкателя. По оси абсцисс в масштабе откладываем угол подъёма, который равен :

На оси ординат отложим отрезок, изображающий ускорение , равный 80 мм. Отрезок

Остальные участки диаграммы аналога ускорений строим аналогично, помня, что площади подкривых прямоугольников должны быть равны . Для получения диаграммы аналога скоростей необходимо графически проинтегрировать диаграмму аналога ускорений. Полюсное расстояние диаграммы равно 60 мм. Проинтегрировав диаграмму , получим график перемещения толкателя . Полюсное расстояние диаграммы аналога скорости .

Масштабный коэффициент перемещения :

.

Масштабный коэффициент аналога скорости:

.

Масштабный коэффициент аналога ускорения :

.

Диаграммы ускорения и скорости отличаются от диаграмм аналогов ускорения и скорости только масштабными коэффициентами:

3.3 Определение минимального радиуса кулачка

Для определения минимального радиуса кулачка с качающимся толкателем строим диаграмму в полярных координатах. Обязательным условием построения является равенство масштабов:

.

Выбираем произвольную точку O и проводим дугу, по которой движется толкатель. На ней откладываем перемещения толкателя для каждого положения коромысла. Через эти точки проводим радиальные прямые, на которых откладываем значения аналогов скоростей для угла подъёма вправо, т.к. угловая скорость кулачка направлена по часовой стрелке. Полученные точки соединяем плавной линией и через точки, соответствующие максимуму аналога скорости, проводим наклонные прямые под углом . В точке их пересечения определим точку - центр вращения кулачка. Отрезок определит минимальный радиус кулачка в масштабе :

.

3.4 Профилирование кулачка

При профилировании кулачка используем метод обращенного движения. На чертеже выбираем точку и проводим окружности минимального радиуса кулачка и межцентрового расстояния , отложенные в масштабе . На окружности выбираем точку вращения коромысла O и изображаем положение коромысла в соответствии с диаграммой определения минимального радиуса кулачка. От прямой , против часовой стрелки, в сторону (-), откладываем углы . Углы подъёма и опускания делим на 11 равных частей в соответствии с диаграммами движения толкателя. Полученные точки являются центрами вращения коромысла в обращённом движении. Делаем засечки радиусом длины коромысла из точек , а из точки проводим дугу . Их пересечения определят точки теоретического профиля кулачка. Для построения рабочего профиля кулачка необходимо определить радиус ролика из условия:

Используя теоретический профиль как геометрическое место точек центров вращения ролика, построим эквидистантную кривую, которая определит рабочий (практический) профиль кулачка.

4. Проектирование кинематической схемы планетарного редуктора и построение картины эвольвентного зацепления

PACЧET ЗУБЧАТОЙ ПEPEДAЧИ

*** ИCXOДHЫE ДAHHЫE ***

z1 = 13.000 z2 = 21.000 m = 5.000 beta =.000

alf = 20.000 ha = 1.000 c =.250 aw0 =.000

*** PEЗУЛЬTATЫ PACЧETA ***

x2 =.500 r1 = 30.000 r2 = 40.000 rb1 = 28.19

rb2 = 37.588 pt = 15.708 mt = 5.000 hat = 1.000

ct =.250 alft = 20.000 ro = 1.900 p1x = 15.529

p2x = 15.607 zmint = 17.097 xmint1 =.298 xmint2 =.064

so = 7.854

x1:.000.100.200.300.400.500

.600.700.800.900 1.000 1.100

y:.451.532.612.689.765.840

.913.985 1.056 1.126 1.195 1.263

dy:.049.068.088.111.135.160

.187.215.244.274.305.337

rw1: 30.965 31.140 31.311 31.477 31.640 31.800

31.957 32.111 32.263 32.413 32.560 32.706

rw2: 41.287 41.520 41.748 41.970 42.187 42.400

42.609 42.815 43.018 43.217 43.414 43.608

aw: 72.253 72.660 73.058 73.447 73.827 74.200

74.567 74.927 75.281 75.630 75.974 76.314

ra1: 34.753 35.160 35.558 35.947 36.327 36.700

37.067 37.427 37.781 38.130 38.474 38.814

ra2: 47.253 47.160 47.058 46.947 46.827 46.700

46.567 46.427 46.281 46.130 45.974 45.814

rf1: 23.750 24.250 24.750 25.250 25.750 26.250

26.750 27.250 27.750 28.250 28.750 29.250

rf2: 36.250 36.250 36.250 36.250 36.250 36.250

36.250 36.250 36.250 36.250 36.250 36.250

h: 11.003 10.910 10.808 10.697 10.577 10.450

10.317 10.177 10.031 9.880 9.724 9.564

s1: 7.854 8.218 8.582 8.946 9.310 9.674

10.038 10.402 10.766 11.130 11.494 11.858

s2: 9.674 9.674 9.674 9.674 9.674 9.674

9.674 9.674 9.674 9.674 9.674 9.674

alfwt: 24.440 25.138 25.795 26.415 27.004 27.563

28.098 28.609 29.100 29.571 30.026 30.464

sa1: 3.442 3.307 3.170 3.032 2.891 2.749

2.605 2.459 2.312 2.164 2.015 1.864

sa2: 2.365 2.501 2.650 2.810 2.981 3.161

3.348 3.541 3.740 3.944 4.151 4.361

ealf: 1.292 1.262 1.233 1.203 1.173 1.143

1.113 1.083 1.053 1.022.992.961

egam: 1.292 1.262 1.233 1.203 1.173 1.143

1.113 1.083 1.053 1.022.992.961

lam1: 16.066 7.963 5.105 3.640 2.745 2.140

1.702 1.369 1.107.895.720.572

lam2: 1.373 1.383 1.392 1.401 1.410 1.419

1.427 1.436 1.445 1.454 1.463 1.471

teta:.826.822.817.813.809.805

.801.797.793.789.786.782

4.1 Исходные данные

Исходные данные для расчета в таблице 9. Схема планетарного редуктора и простой ступени редуктора.

Таблица 9.

Частота вращения двигателя	Частота вращения на выходном валу	Модуль зубчатых колес планетарной ступени редуктора	Число зубьев простой передачи редуктора
пДВ	n1	mI	z1	z2
2500	140	5	13	21

Рисунок 1.

4.2 Расчет и проектирование кинематической схемы планетарного редуктора

Определяем передаточное отношение редуктора

Определяем передаточное отношение пары 1-2

Определяем передаточное отношение планетарного редуктора

Из условия соостности и формулы для передаточного отношения , подсчитываем:

Считая пропорциональным б; -b; -c; -d. Ищем решение в виде

берём тогда; ; ; .

Проверяем условие сборки

С= при p=3.

Сборка будет обеспечена с тремя сателлитами при .

Условие соседства или тоже выполняется. Выбранные числа зубьев обеспечивают условие правильного зацепления, так как (больше 85), (больше 20), разность (больше 8) и (больше ).

5. Синтез зубчатых передач

5.1 Расчёт рядовой ступени на ЭВМ

1. Окружной шаг по делительной окружности:

,

где m - модуль зацепления, m = 5 мм.

2. Угловые шаги колёс:

где - число зубьев шестерни, ,

-число зубьев колеса,

3. Радиусы делительных окружностей (берём с распечатки):

4. Радиусы основных окружностей:

где - угол профиля зуба рейки.

5. Относительное смещение инструментальной рейки при нарезании колёс.

По условию задания коэффициент смещения колеса является константой и равен . Для выбора коэффициента смещения шестерни необходимо построить диаграмму качественных характеристик передачи в зависимости от , которая представлена на рис.3.1. Во-первых, во избежание подреза ножки зуба должен быть равен или больше ( правее точки А на рисунке). Во-вторых, для предотвращения выкрашивания толщина зуба по окружности вершин для силовых передач должна быть:

,

выше точки В на диаграмме. Также точка В определяет максимальный коэффициент смещения.

правее точки В будет происходить заострение вершины зуба.

Выбираем .

Эта передача обладает средними значениями коэффициента удельного давления , коэффициента перекрытия , что обеспечивает плавность хода и прочность зубьев при небольших коэффициентах скольжении зубьев.

6. Толщина зуба по делительной окружности:

7. Определение угла зацепления:

По таблице инволют .

8. Радиус начальной окружности:

9. Межосевое расстояние:

10. Радиус окружности впадин:

11. Радиус окружности вершин:

12. Коэффициент перекрытия:

13. Высота зуба:

Синтез планетарного редуктора

Проектирование планетарного редуктора должно быть произведено при следующих условиях:

условие соосности.

Как правило, планетарные редукторы собирают из нулевых колёс (). Поэтому имеем:

.

Считая, что все колёса имеют один и тот же модуль m, получим:

Последнее выражение является условием соосности.

условие соседства.

Для увеличения нагрузочной способности планетарных редукторов и уравновешивания водила число сателлитов всегда либо равно, либо больше 2.

условие сборки.

Сборка планетарного редуктора может быть осуществлена, если

где С - любое целое число.

Определение числа зубьев.

Требуемое передаточное отношение привода:

Требуемое передаточное отношение редуктора:

Определим передаточное отношение по формуле Виллиса:

где m - число внешних зацеплений,

.

Запишем условие соосности в виде:

С другой стороны:

С учетом этого условие соосности и сборки запишутся:

При С = 50 получим:

Проверим результаты по условию соседства:



Определим расчётное передаточное отношение редуктора:

Относительная погрешность:

Определим радиусы колёс:

Размер водила:

Кинематический расчёт редуктора аналитическим методом.

Определим число оборотов водила Н, используя метод обращённого движения:



Т.к. колесо неподвижно, то полученное выражение перепишется так:

Определим число оборотов сателлитов:

Линейная скорость водила определиться:

Определим передаточное отношение редуктора:

Размещено на Allbest.ru