Проектирование и исследование механизмов установки для укладки арматурной проволоки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчетно-пояснительная записка

по курсовому проекту по курсу "Теория механизма и механика машин"

Проектирование и исследование механизмов установки для укладки арматурной проволоки

Выполнил:

Руководитель проекта:

Тимофеев Г.А.

г. Москва, 2007 год



Реферат

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту "Проектирование и исследование механизмов установки для укладки арматурной проволоки" содержит 35 страниц машинописного текста, 7 рисунков, 7 таблиц, диск с программами ZUB и Diada.

В расчетно-пояснительной записке проведены проектирование основного механизма установки для укладки арматурной проволоки и определение ее закона движения; силовой расчет основного механизма установки с учетом динамических нагрузок; проектирование кулачкового механизма; проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма, отрезающего проволоку.

арматурный нагрузка зубчатый передача



Техническое задание

Проектирование и исследование механизмов установки для укладки арматурной проволоки

Установка предназначена для укладки арматурной проволоки на конвейер. Основным механизмом установки является четырехзвенный рычажный механизм, состоящий из кривошипа 1, коромысла 3, шатуна 2 и стойки 4. Сила F сопротивления при укладке приложена в точке Е коромысла 3, является постоянной величиной и направлена по касательной к траектории этой точки. Крайних положения DE' и DE" коромысла 3 сила F меняет свое направление. Проволока 5 укладывается между штырьками 6 конвейера, который движется перпендикулярно плоскости рычажного механизма.

Привод установки состоит из двухрядного планетарного редуктора 7 (число блоков сателлитов к=3) и электродвигателя 8. На выходном валу редуктора установлен маховик 9, обеспечивающий требуемый коэффициент неравномерности вращения кривошипа (д=1/20).

Кулачковый механизм предназначен для отрезки секций уложенной проволоки. Кулачок 10 жестко связан с зубчатым колесом 7 и получает вращение от кривошипа 1 через зубчатую передачу, состоящую из колес z5, z6, z7 и z8(модуль колес m=5 мм). Закон движения толкателя 2 дан на рисунке. Допустимый угол давления [х] = 25°.

Примечание. Центры масс S2 и S3 звеньев 2 и 3 находятся в середине их длин. Моменты инерции этих звеньев относительно их центров масс определяются по формуле Iis=mili²/12



№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Единицы СИ	Значение
1	Ширина укладки проволоки	H	м	0.36
2	Угол поворота коромысла	в	град	56
3	Коэффициент измерения средней скорости коромысла	kщ	-	1.0
4	Средняя скорость укладки проволоки	(Ve)cp	м/с	0.6
5	Массы звеньев 3 и 2	m3=2m2	кг	9.4
6	Усилие, необходимое для укладки проволоки	F	Н	470
7	Момент инерции зубчатых колес, приведенный к валу кривошипа		кг*м2	4.5
8	Угловая координата кривошипа 1	ц	град	150
9	Передаточное отношение планетарного редуктора	U1h	-	14
10	Число зубьев колес	z5=z4	-	14
		z6=z8	-	28
11	Ход толкателя кулачкового механизма	hN	м	0.016
12	Угол рабочего профиля кулачка	дp	град	140
13	Угол дальнего стояния толкателя	цдс	град	10

1. Определение закона движения механизма

Проектирование кривошипно-ползунного механизма

Кривошипно-ползунный механизм применяется для преобразования вращательного движения кривошипа 1 во вращательное движение коромысла 3. Коромысло и кривошип шарнирно соединяются с шатуном 2 в кинематических парах C и B .

Целью проектирования является создание (синтез) кинематической схемы механизма с заданным соотношением длин звеньев (l_DC=l_CE и l_BC=3l_AB), обеспечивающим заданную ширину укладки проволоки H и угол поворота коромысла в .

Определение основных размеров звеньев механизма.

Сначала определяем длины коромысла 3. Так как у нас задан угол поворота коромысла и ширина укладки проволоки, то определим l_DE как радиус сектора:

,

где n - градусная мера центрального угла;

Теперь рассмотрим два положения механизма: 1) ц₁=0 рад; 2) ц₁=

AB=x, BC=y=2x:

AB+BC=z; и BC-AB=z-0.18,



где z - расстояние С"C'

Решаю систему из этих 2 уровней получили, что AB=0.09м, ВС=0.18м. Легко понять, что АС'=ВС=0.18м. Таким образом, все размеры определены.

Определение передаточных функций

Передаточные функции определим из соотношений:

Результаты расчета приведены в таблице 1.

Таблица 1. Аналоги скоростей точек.

Угол	Vqc	VqS2	VqS3	Vqe	U21	U31
0	0	0,045	0	0	-0,5	0,01
30	0,08	0,066	0,08	0,167	-0,63	-0,44
60	0,11	0,097	0,11	0,227	-0,36	-0,6
90	0,08	0,085	0,08	0,161	0,1	-0,42
120	0,05	0,063	0,05	0,095	0,39	-0,25
150	0,024	0,047	0,024	0,049	0,51	-0,13
180	0,002	0,045	0,002	0	0,5	0
210	0,03	0,059	0,03	0,061	0,37	0,17
240	0,072	0,081	0,072	0,144	0,14	0,38
270	0,093	0,092	0,093	0,187	-0,04	0,49
300	0,09	0,089	0,09	0,18	-0,17	0,47
330	0,062	0,072	0,062	0,124	-0,31	0,33
360	0	0,045	0	0	-0,5	0,01

По полученным данным строим графики зависимостей передаточных функций от угла поворота кривошипа .



Определение приведенного момента движущих сил

На механизм действуют моменты от сил тяжести, движущей силы и от силы сопротивления. Моменты от сил тяжести можно не учитывать, т.к. они малы по сравнению с моментами от движущей силы и от силы полезного сопротивления. Сила полезного сопротивления у нас - постоянная величина. Найдем момент от этой силы по известной формуле: . Полученные данные приведены в таблице 2.

Таблица 2. Момент от силы полезного сопротивления.

Угол	Vqex	Vqey	Fx	Fy	MF
0	0	0	418,8	51,2	0
60	-0,23	-0,02	468,2	1,8	-107,722
120	-0,09	0,03	441,7	28,3	-38,904
180	0	0	418,8	51,2	0
240	-0,14	-0,04	441,7	28,3	-60,706
300	-0,18	0,03	468,2	1,8	-84,33
360	0	0	418,8	51,2	0



Таким образом, Мы получаем, что

Определим момент от движущей силы. Для этого надо найти площадь под кривой и поделить ее на базу.

Воспользовавшись программой MathCAD, получили, что =54,775Н.

Построим теперь график суммарного момента, сложив момент от движущей силы и момент силы сопротивления.

Определение приведенных моментов инерции II-й группы? звеньев механизма.

Инерционные характеристики звеньев механизма в его динамической модели представлены суммарным приведенным моментом инерции. При расчете, эти характеристики динамической модели представляются в виде суммы двух составляющих: переменной J_v^пр = J _II^пр и постоянной J_c^пр = J_I^пр. Первая определяется массами и моментами инерции звеньев, передаточные функции которых постоянны, вторые - массами и моментами инерции звеньев передаточные функции которых переменны.

Приведенный момент II-ой группы звеньев (т.е. звеньев, моменты инерции которых зависят от положения механизма).

Для рассматриваемого механизма во вторую группу звеньев входят звенья 2 и 3. Звено 3 совершает вращательное движение, звено 2 -плоское. Расчет переменной части приведенного момента проводится по следующим зависимостям:

По результатам расчета составим таблицу 3.

Угол, град	, кг*м2	, кг*м2	, кг*м2	, кг*м2	, кг*м2
0	0,0095	0,0032	0,0127	0	0,0127
60	0,0442	0,0016	0,0459	0,0386	0,0845
120	0,0187	0,0019	0,0206	0,0067	0,0273
180	0,0095	0,0032	0,0127	0	0,0127
240	0,0308	0,0002	0,0311	0,0155	0,0466
300	0,0372	0,0004	0,0376	0,0237	0,0613
360	0,0095	0,0032	0,0127	0	0,0127

По данным таблицы 3 строим график приведенных моментов инерции.



Определение работы движущей силы, сил сопротивления и суммарной работы.

Диаграммы работ движущей силы и сил сопротивления получим, интегрируя диаграммы их приведенных моментов:

Суммарную работу найдем, сложив работы силы сопротивления и движущей силы:

;

Построение диаграммы кинетической энергий для первой группы звеньев. График полной кинетической энергии всего механизма получаем по зависимости.

Диаграммы кинетических энергий для первой и второй групп звеньев получает на основании теоремы об изменении кинетической энергии cистемы: График кинетической энергии второй группы звеньев получим из зависимости принимая, что , т.к. коэффициент неравномерности вращения мал. Найдем . Для этого нам сначала надо определить частоту вращения коленчатого вала n₁. Найдем время одного рабочего цикла:

Таким образом, получаем, что Т_ц=2*0,36/0,6=1,2с. Найдем частоту вращения n₁:

n₁=1/ Т_ц=0.83 об/c;

Масштаб по оси Т:

График кинетической энергии первой группы звеньев приближенно строим по уравнению.

Определение необходимого момента инерции маховых масс первой группы.

Необходимый момент инерции маховых масс первой группы звеньев, обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности, равен:

В нашем случае момент инерции дополнительной маховой массы рассчитывается по следующей зависимости:

Габаритные размеры и масса маховика.

Маховик имеет форму сплошного диска (вариант б)

Соотношения между размерами обозначаются в виде безразмерного коэффициента:

,

из конструктивных соображений принимают

Плотность материала маховика =7.8 кг/дм³

При данных значениях расчетные формулы имееют вид:



Построение приближенной диаграммы угловой скорости.

Из соотношения при принятых допущениях (мал, ) следует, что изменение угловой скорости пропорционально изменению кинетической энергии I группы звеньев.

Таким образом, построенный график является графиком угловой скорости если принять равенство соответствующих ординат: . Так как масштаб работы уже известен, то масштаб графика угловой скорости будет определяться следующим соотношением:

Начало координатных осей на графике определяется ординатой:

Угловая скорость рассчитывается по формуле:

,



где A - суммарная работа, T_нач-начальная кинетическая энергия (в нашем случае равна нулю), J^пр- приведенный суммарный момент инерции.

Начало координатных осей на графике кинетической энергии механизма определяется ординатой:

Теперь строим посередине отрезка среднюю угловую скорость .

Таким образом, мы определили, по какому закону меняется угловая скорость первого звена.

После определения положения оси абсцисс на диаграмме угловой скорости можно определить начальное значение угловой скорости , а по ней кинетическую энергию механизма в начальном положении:

2. Силовой расчет

Исходные данные для расчета.

Положение механизма задается угловой координатой начального звена 1. Угловая скорость, соответствующая координате силового расчета, берется с первого листа проекта:



Угловое ускорение в данном положении определяется следующим образом:

где значение производной в точке найдено при помощи программы Mathcad, результаты приведены в приложении;

Значения суммарного приведенного момента, а также суммарного приведенного момента инерции берутся с соответствующих графиков:

;

;

На листе вычерчивается схема механизма в заданном положении при в масштабе, на схему наносятся внешние силы, действующие на звенья механизма.

Построение планов скоростей и ускорений в положении, соответствующем углу поворота начального звена. Нахождение угловых скоростей и ускорений звеньев в заданном положении.

а) построение плана скоростей и нахождение угловых скоростей



Нам известны направления скоростей точек С (перпендикулярно DE) и С вокруг В (перпендикулярно ВС). Скорость точки В нам известна и по модулю, и по направлению.

Скорость точки Е равна удвоенной скорости точки С и совпадает с ней по направлению:

Определим скорости центров масс звеньев:

б) построение плана ускорений

Мы определили скорости всех точек механизма. Определим теперь их ускорения.



Чтобы найти ускорение точки С нам надо знать ускорение точки В и ускорение С вокруг В. Ускорение точки В нам известно и по значению, и по направлению. Нормальная составляющая ускорения точки С вокруг В нам также известна и по направлению (вдоль ВС), и по значению (). Тангенсальная составляющая ускорения точки С вокруг В нам известна только по направлению (перпендикулярно ВС).

Теперь мы можем графически определить величину и направление ускорения точки С.

Осталось определить ускорение точки Е:



Найдем ускорения центров масс:

Ускорение точки S₃ равно ускорению точки С и совпадает с ним по направлению.

Ускорения всех точек найдены.

Определение сил тяжести, сил и моментов сил инерции, действующих на звенья.

Силы тяжести, действующие на механизм, Н:



Сила сопротивления действующая на механизм, Н:

Главный вектор сил инерции i-того звена определяется по формуле:

,

где ускорение центра тяжести i-того звена.

Главный момент сил инерции действующий на i-тое звено определяется по формуле, Н_*м:

где - угловое ускорение i-того звена; - момент инерции звена относительно оси проходящей через центр тяжести и перпендикулярно плоскости движения звена.

Звено 3



Рассмотрим сначала равновесие звена 3.

Чтобы решить это векторное уравнение нам надо найти и .

Составим уравнения моментов относительно точек С и D:

Теперь нам надо определить, чему равна . Для этого рассмотрим группу звеньев 3-2 и составим уравнение моментов, относительно точки В:

Теперь мы можем решить векторное уравнение.



Группа звеньев 2-3

Рассмотрим равновесие звеньев:

Группа звеньев 0-1.

Рассмотрим равновесие звена:

Запишем уравнение моментов относительно точки A:

Погрешность нахождения движущего момента на начальном звене.

Неизбежны отклонения в числовых значениях, полученных при выполнении первого и второго листов курсового проекта, которые оценивают относительной погрешностью вычислений (%):



3. Проектирование кулачкового механизма

Кулачковый механизм предназначен для отрезки секций уложенной проволоки. В техническом задании определен закон изменения ускорения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Кроме того, определены следующие исходные данные:

Исходные данные

график изменения ускорения толкателя

соотношение между ускорениями =a₁/a₂=2,0

угол рабочего профиля [рад]

угол дальнего стояния толкателя [рад]

подъём клапана h_к=0,016 [м]

максимально допустимый угол давления _доп.=25

радиус скругления толкателя кулачка .

Построение кинематических диаграмм движения толкателя методом графического интегрирования.

Был выбран масштаб , и вычерчен заданный график с соблюдением пропорций по оси ординат, масштаб графика пока неизвестен и будет определен ниже.

После построения диаграммы ускорения толкателя путем графического интегрирования была построена диаграмма скорости толкателя, отрезок интегрирования K₁=40 мм. Масштаб этого графика пока тоже неизвестен. При этом площадь, ограниченная кривой аналога скорости толкателя и осью абсцисс на фазе удаления, должна быть равна такой же на фазе удаления.

Аналогичным способом была получена диаграмма перемещений толкателя. Отрезок интегрирования K₂=40 мм.

Определены масштабы, которые были вычислены с учетом заданного максимального перемещения (хода) толкателя

Масштаб перемещения точки В:

Определен масштаб аналога скоростей:

Определен масштаб аналога ускорений:

Все три диаграммы построены одна над другой на одинаковой базе по оси абсцисс, которая была выбрана равной b=280 мм.

Определение основных размеров кулачкового механизма.

Для определения допустимой области расположения центра вращения кулачка необходимо произвести построение его фазового портрета. Эта операция сводится к построению зависимости передаточной функции скорости толкателя от его перемещения. Затем проведем вертикальные прямые касательные к крайним точкам фазового портрета и отложим от них допустимые углы давления. Проведя под этим углом прямые до их пересечения, получим точку, являющуюся центром кулачка минимальных размеров. Такой кулачок будет обеспечивать прямой и обратный ход толкателя без заклинивания.

Вся область, расположенная под этой точкой и ограниченная двумя прямыми, является областью, каждая точка которой может быть центром вращения кулачка, обеспечивающего прямой ход и реверс без заклинивания. Учитывая то, что мы стремимся спроектировать механизм с наименьшими габаритами, кулачок должен быть минимальных размеров, и, следовательно, центр его вращения должен находиться в точке пересечения прямых.

Фазовый портрет строим в масштабе 2000мм/м

Данные для построения фазового портрета занесены в таблицу 4

Таблица 4.

№поз	ц, град
0	0,000	0,000	0,000
1	10,000	0,013	20,000
2	20,000	0,026	40,000
3	30,000	0,023	34,950
4	40,000	0,016	24,950
5	50,000	0,010	14,950
6	60,000	0,003	4,950
7	70,000	0,000	0,000
8	80,000	-0,003	-5,050
9	90,000	-0,010	-15,050
10	100,000	-0,016	-25,050
11	110,000	-0,023	-35,050
12	120,000	-0,026	-40,100
13	130,000	-0,013	-20,100
14	140,000	0,000	0,000

Определены искомые размеры кулачкового механизма:



Построение профиля кулачка.

При графическом построении профиля кулачка применили метод обращенного движения: всем звеньям механизма условно сообщили угловую скорость, равную ?₁. При этом кулачок стал неподвижным, а остальные звенья вращались с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению, угловой скорости кулачка.

Для построения профиля кулачка проведем из центра вращения кулачка в масштабе S окружность радиусом r_o. Точку O1 соединяем с точкой B_o на окружности радиуса r_o. От полученного луча O₁B_o в направлении ₁ откладывают угол рабочего профиля кулачка. Дугу, соответствующую углу , делим на части в соответствии с делением по оси на графике . Через точки 1,2,3….. и точку O1 проводим лучи. От точек 1,2,3… , лежащих на окружности радиуса r_o, вдоль проведённых лучей откладываем в масштабе перемещения толкателя в каждой позиции. Соединяя полученные точки плавной кривой, получаем теоретический (центровой) профиль кулачка. Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строим эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведённым из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.

Построение графика изменения углов давления.

График изменения угла давления на фазе удаления толкателя при рабочем направлении вращения кулачка и при его реверсе строим с использованием фазового портрета кулачка.

Тот же результат получается при вычислении угла давления по формуле:



Построения графика выполняем в масштабе

Необходимые данные для построения в таблице 5

Таблица 5.

№поз.	ц, град
0	0,000	0,068	0,135
1	10,000	13,099	26,198
2	20,000	23,634	47,269
3	30,000	19,578	39,155
4	40,000	13,568	27,136
5	50,000	7,984	15,969
6	60,000	2,651	5,303
7	70,000	0,026	0,052
8	80,000	-2,599	-5,197
9	90,000	-7,929	-15,859
10	100,000	-13,509	-27,018
11	110,000	-19,513	-39,026
12	120,000	-23,562	-47,124
13	130,000	-13,021	-26,041
14	140,000	0,000	0,000

4. Проектирование зубчатой передачи

Необходимо спроектировать цилиндрическую зубчатую передачу, осуществляемую колесами 5 и 6. В качестве известных параметров принимается:

Число зубьев шестерни: Z5=14

Число зубьев колеса: Z6=28

модуль зубчатых колёс m=5;

Параметры исходного контура реечного инструмента: =20; ha*=1;

c*=0.25.

Выполнение геометрического расчета эвольвентной передачи

1). Радиусы делительных окружностей колес:

2). Радиусы основных окружностей колес:

.

3). Наименьшее число свободных от подрезания зубьев на колесе без смещения:

4). Коэффициенты наименьшего смещения исходного контура:

5). Угол зацепления передачи



6). Коэффициент воспринимаемого смещения:

7). Коэффициент уравнительного смещения:

8). Радиусы начальных окружностей:

9). Межосевое расстояние:

10). Радиусы окружностей вершин:



11). Радиусы окружностей впадин:

12). Высота зубьев колес:

.

13). Толщина зубьев по дугам делительных окружностей:

14). Углы профиля на окружностях вершин зубьев колес:

15). Толщины зубьев по дугам окружностей вершин:

16). Толщина зуба S₀ исходного производящего контура по делительной прямой, равная ширине впадины e₀ :



17). Шаг:

18). Радиус скругления основания ножки зуба:

19). Шаг по хорде делительной окружности шестерни:

20).Коэффициент торцового перекрытия:

21).Коэффициент торцового перекрытия (для косозубой передачи):

,



где - коэффициент осевого перекрытия; - коэффициент ширины зубчатого венца, выбираемый из условий прочности и износостойкости зуба.

Определение геометрических параметров зубчатой передачи с использованием ЭВМ.

Исходные данные программы.

Таблица 6.

Величина	Обозначение	Единица измерения	Идентификатор
Число зубьев шестерни		-	z1
Число зубьев колеса		-	z2
Угол наклона образующей		град	BETA
Главный угол профиля исходного производящего контура		град	ALF
Коэффициент высоты головки исходного производящего контура		-	НА
Коэффициент радиального зазора		-	C
Модуль нормальный	m	мм	M
Межосевое расстояние	аw	мм	AW

Идентификаторы, обозначения и наименования результирующих величин.



Таблица 7.

Идентификатор	Обозначение	Величина	Единица измерения
R1 R2		Радиусы делительных окружностей	мм
RB1 RB2		Радиусы основных окружностей	мм
PT		Шаг торцовый	мм
MT		Модуль торцовый	мм
HAT		Коэффициент высоты головки исходного контура	-
CT		Коэффициент радиального зазора в торцовом сечении	-
ALFT		Главный угол профиля исходного контура в торцовом сечении	град
R0		Радиус кривизны переходной кривой	мм
P1x P2x		Шаги по хордам делительных окружностей	мм
ZMINt		Наименьшее число зубьев без смещения	-
XMINt1 XMINt2		Наименьшие коэффициенты смещения исходного производящего контура	-
S0		Толщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой	мм
X1 X2		Коэффициенты смещения исходного производящего контура	-
Y		Коэффициент воспринимаемого смещения	-
DY		Коэффициент уравнительного смещения	-
RW1 RW2		Радиусы начальных окружностей	мм
AW*		Межосевое расстояние передачи	мм
RA1 RA2		Радиусы окружностей вершин	мм
RF1 RF2		Радиусы окружностей впадин	мм
H		Высота зубьев колес	мм
S1 S2		Толщина зубьев по дуге делительных окружностей	мм
ALFWT		Угол зацепления передачи	град
SA1 SA2		Толщина зубьев по дугам окружностей вершин	мм
EALF		Коэффициент торцового перекрытия	-
EGAM		Суммарный коэффициент перекрытия	-
LAM1 LAM2		Коэффициенты скольжения	-
TETA		Коэффициент удельного давления	-

В результате расчёта на ЭВМ получил данные, представленные ниже.

Расчёт зубчатой передачи

********Исходные данные*******

z_1=14 - число зубьев шестерни

z_2=28 - число зубьев колеса

m=5,000 - нормальный модуль

Прямозубая передача

betta=0,000 - угол наклона зубьев

Параметры исходного производящего контура

alfa=20,000 - угол профиля

h_a=1,000 - коэффициент высоты головки зуба

c_=0,250 - коэффициент радиального зазора

Межосевое расстояние не задано!



Таблица 8

	2	3	4	5	6	7	8	9
x1	0	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7
	0,8	0,9	1	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5
x2	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
y	0,464	0,550	0,635	0,717	0,798	0,878	0,957	1,034
	1,111	1,186	1,260	1,334	1,406	1,478	1,549	1,620
dy	0,036	0,050	0,065	0,083	0,102	0,122	0,143	0,166
	0,189	0,214	0,240	0,266	0,294	0,322	0,351	0,380
rw_1	35,774	35,917	36,058	36,196	36,331	36,464	36,595	36,724
	36,851	36,977	37,101	37,223	37,344	37,464	37,582	37,699
rw_2	71,548	71,835	72,115	72,391	72,662	72,928	73,190	73,448
	73,702	73,954	74,201	74,446	74,688	74,928	75,165	75,399
a_w	107,322	107,752	108,173	108,587	108,992	109,392	109,784	110,172
	110,553	110,930	111,302	111,669	112,032	112,392	112,747	113,098
ra_1	39,822	40,252	40,673	41,087	41,492	41,892	42,284	42,672
	43,053	43,430	43,802	44,169	44,532	44,892	45,247	45,598
ra_2	77,322	77,252	77,173	77,087	76,992	76,892	76,784	76,672
	76,553	76,430	76,302	76,169	76,032	75,892	75,747	75,598
rf_1	28,750	29,250	29,750	30,250	30,750	31,250	31,750	32,250
	32,750	33,250	33,750	34,250	34,750	35,250	35,750	36,250
rf_2	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250
	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250	66,250
h	11,072	11,002	10,923	10,837	10,742	10,642	10,534	10,422
	10,303	10,180	10,052	9,919	9,782	9,642	9,497	9,348
s_1	7,854	8,218	8,582	8,946	9,310	9,674	10,038	10,402
	10,766	11,130	11,494	11,858	12,222	12,586	12,950	13,314
s_2	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674
	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674	9,674
alfa_tw	23,167	23,696	24,199	24,680	25,140	25,582	26,007	26,417
	26,812	27,195	27,565	27,924	28,272	28,611	28,940	29,260
s_a1	3,460	3,315	3,166	3,012	2,855	2,693	2,527	2,358
	2,187	2,011	1,833	1,653	1,471	1,284	1,097	0,908
s_a2	3,029	3,112	3,206	3,308	3,419	3,537	3,661	3,791
	3,927	4,066	4,211	4,358	4,510	4,664	4,821	4,981
eps_alfa	1,414	1,383	1,351	1,320	1,288	1,255	1,223	1,190
	1,157	1,124	1,090	1,056	1,022	0,988	0,954	0,919
eps_gamma	1,414	1,383	1,351	1,320	1,288	1,255	1,223	1,190
	1,157	1,124	1,090	1,056	1,022	0,988	0,954	0,919
lyamda_1_	11,874	6,251	4,069	2,905	2,180	1,684	1,323	1,047
	0,829	0,652	0,506	0,383	0,277	0,185	0,105	0,034
lyamda_2_	0,636	0,655	0,672	0,689	0,704	0,719	0,732	0,746
	0,758	0,770	0,781	0,792	0,803	0,813	0,823	0,833
tetta_p	0,533	0,520	0,507	0,496	0,486	0,476	0,467	0,459
	0,451	0,444	0,437	0,430	0,424	0,418	0,412	0,407
alfa_a1	34,319	35,207	36,038	36,824	37,565	38,270	38,940	39,579
	40,189	40,774	41,335	41,874	42,392	42,892	43,374	43,839
alfa_a2	31,711	31,627	31,532	31,427	31,312	31,188	31,056	30,916
	30,767	30,612	30,449	30,279	30,101	29,918	29,727	29,528

********Результаты расчёта*******

x_2=0,500 - коэффициент смещения колеса (задаёмся)

r_1=35,000 - радиус делительной окружности шестерни

r_2=70,000 - радиус делительной окружности колеса

rb_1=32,889 - радиус основной окружности шестерни

rb_2=65,778 - радиус основной окружности колеса

p_t=15,708 - шаг торцовый

m_t=5,000 - модуль торцовый

alfa_t=20,000 - угол профиля торцовый

h_ta=1,000 - коэффициент высоты головки зуба торцовый

c_t=0,250 - коэффициент радиального зазора торцовый

p_ft=1,900 - радиус скругления основания ножки зуба

p__1=15,576 - шаг по хорде делительной окружности шестерни

p__2=15,675 - шаг по хорде делительной окружности колеса

zt_min=17,097 - наименьшее на колесе число зубьев без смещения, свободных от подрезания

xt_min_1=0,181

xt_min_2=-0,638 - коэффициенты наименьшего смещения исходного контура

s_0t=7,854 - толщина зуба s_0t исходного производящего контура по делительной прямой,равная ширине впадины e_0t

Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи.

От выбора коэффициентов смещения во многом зависит геометрия и качественные показатели зубчатой передачи. В каждом конкретном случае коэффициенты смещения следует назначать с учетом условий работы зубчатой передачи.

Спроектировать зубчатую передачу с минимальными габаритными размерами, массой и требуемым ресурсом работы можно только в том случае, если будут правильно учтены качественные показатели, т.е. коэффициенты удельного давления, определяющие контактную прочность зубьев передачи, коэффициенты скольжения, характеризующие в определенной степени абразивный износ, коэффициент перекрытия, показывающий характер нагружения зубьев и характеризующий плавность работы передачи. При этом немаловажное значение имеют габаритные размеры и масса спроектированной передачи.

Необходимо учитывать общие рекомендации по выбору коэффициентов смещения x₁ и x₂:

проектируемая передача не должна заклинивать;

коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого > [];

зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой S_a > [S_a].

Значения коэффициентов x₁ и x₂ должны быть такими, что бы предотвратить все перечисленные явления. Расчетные коэффициенты смещения должны быть выбраны так, чтобы не было подрезания и заострения зубьев. Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем, а отсутствие заострения - при максимальном значении коэффициента смещения, следовательно, должно выполняться неравенство x_1min > x₁ > x_1max

Основными видами повреждений зубьев колес, учитываемыми в методах расчета, являются следующее:

а) выкашивание и отслаивание материала на боковых поверхностях зубьев преимущественно в окрестностях мгновенной оси относительного вращения (полюса зацепления), вызываемое высокими контактными напряжениями в поверхностном слое зубьев;

б) излом зубьев у вершины в случае их чрезмерного заострения или у основания, где имеют место наибольшие изгибные напряжения;

в) истирание боковых поверхностей зубьев (абразивный износ), наблюдающееся в большей степени в плохо герметизированных передачах;

г) заедание зубьев, возникающее от разрыва масляной пленки; возникновению заедания благоприятствуют высокие контактные напряжения и большие относительные скорости и ускорения зубьев.

Ограничение по коэффициенту перекрытия может привести к тому, что значения придется выбирать из более узкой области значений, каковой будет область дозволенных решений по []. Принимаем =1.1 . Коэффициент перекрытия у косозубой передачи больше при прочих равных условиях, чем у прямозубой передачи, вследствие того, что пара зубьев входит в зацепление не одновременно всей своей длиной, а постепенно. Это обстоятельство увеличивает продолжительность работы одной пары зубьев, что свидетельствует о целесообразности применения косозубой передачи, особенно с увеличением степени точности изготовления колёс. Понятие "торцевой коэффициент смещения" имеет формальный характер, вносящий определённую систематизацию в технику геометрических расчётов.

Для средненагруженных передач можно попытаться уменьшить износ подбором коэффициентов смещения. Для этого необходимо выбирать значения таким, чтобы получить значения ₁ и ₂ либо равными, либо такими, чтобы наибольшие значения коэффициентов скольжения были пропорциональны твердостям материала зубьев колес.

Учитывая все ранее сказанное, принимаем значение x₁=0,5, x₂=0,5

Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом.

Для того чтобы высота зуба была не меньше 50 мм выбрали масштаб построения: 4000 мм/м.

Профиль зуба колеса образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает реальный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура, а переходная кривая профиля зуба - закругленным участком.

Построение проектируемой зубчатой передачи.

По вычисленным на ЭВМ параметрам построили проектируемую зубчатую передачу.

Проектирование планетарного редуктора.



Исходные данные:

Передаточное отношение планетарного механизма от колеса 1 к водилу В	---		14
Модуль зубчатых колёс планетарного механизма	мм		5
Число сателлитов в планетарном механизме	---		3

Дан планетарный двухрядный редуктор со смешанным зацеплением.

Проектируемый редуктор должен удовлетворять следующим требованиям:

1. Он должен обеспечивать необходимое передаточное отношение. Для этого записывают выражение, связывающее между собой количество зубьев колес планетарного редуктора (Z₁,Z₂,Z₃,Z₄) и заданное передаточное отношение. В нашем случае выражение имеет вид:

2). Должно соблюдаться условие соосности, т.е. оси центральных колес при назначенных Z должны совпадать с осью водила. В нашем случае выражение условия соосности имеет вид:

Z₁+Z₂=Z₄ - Z₃

3) Должно выполняться условие соседства (совместности), т.е. должна быть возможность размещения нескольких сателлитов по общей окружности в одной плоскости без соприкосновения друг с другом. Выражение условия соосности имеет вид:



4) Должно соблюдаться условие сборки, т.е. должна обеспечиваться возможность одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при равных углах между сателлитами:

=n,

где n - целое число.

Должно соблюдаться условие отсутствия подрезания, т.е. при колесах нарезанных стандартным инструментом без смещения (при ; ) Z_1min , Z_2min должно быть больше 18, а Z_4min должно быть не меньше 85.

А Z_4min - Z_3min >=8

Исходя из вышеперечисленных условий находим количества зубьев с помощью метода сомножителей. Находим значение выражения .

и раскладываем полученное число на сомножители А, B, C, D, которым числа зубьев должны быть соответственно пропорциональны. Чтобы обеспечить соосность механизма вводят дополнительные множители, поставленные в скобки:

С учётом соосности для этой схемы:



Общий сомножитель q подбираем так, чтобы все числа зубьев были целыми и выполнялись условия по количеству зубьев перечисленные в начале этого пункта.

Подбираем

1).

2). Z₁+Z₂=Z₄ - Z₃

120+120=260-20 !

3).

4). =n

=n =n

Следовательно, все условия выполняются.

Рассчитали диаметры колес в планетарном редукторе:



Проверка передаточного отношения планетарного редуктора графическим способом. Построили схему механизма в масштабе м_l=100мм/м.

Нашли передаточное отношение графическим способом:

Задали произвольный отрезок АА, который изображает линейную скорость точки А. Так как колёса вращаются вокруг оси О, то закон распределения линейных скоростей изобразили линией 1, проходящей через точки О и А. Второе колесо имеет в точке А точно такую же скорость.

В точке В блок сателлитов имеет скорость, которая изображена отрезком ВВ. В точке В водило имеет такую же линейную скорость. Водило вращается вокруг О. Поэтому закон распределения линейных скоростей по водилу изображается линией В, проходящей через точки О и В. Углы ш₄ и ш_H отложены в одну сторону от вертикали, т.е. входное и выходное звенья вращаются в одну сторону.

Отклонения:

Т.к. ошибка намного менее допустимой, рассчитанные параметры принимаем. Размещено на Allbest.ru