Проектирование и исследование механизма вертикального кривошипного пресса

Построение графика приведенных моментов сил полезного сопротивления и тяжести. Показатели качества работы зубчатой передачи. Определение угловой скорости начального звена. Вычерчивание картины эвольвентного зацепления. Силовой анализ рычажного механизма.

Рубрика Транспорт
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 22.10.2018
Размер файла 427,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Украины

Херсонский Национальный Технический Университет

Факультет машиностроения

Кафедра «Транспортных систем и технического сервиса»

Расчетно-пояснительная

записка к курсовому проекту по ТММ

Тема проекта: Проектирование и исследование механизма вертикального кривошипного пресса

Херсон-2016

РЕФЕРАТ

При выполнении курсового проекта осуществлена работа в следующем объеме:

а) динамический синтез рычажного механизма ;

б) определен закон движения начального звена;

в) силовой анализ рычажного механизма;

г) проектирование картины эвольвентного зацепления;

Введение

В настоящее время важную роль приобретает качество подготовки инженера, который должен владеть современными методами расчёта и конструирования новых быстроходных и высокопроизводительных машин.

Углублению и обобщению теоретических знаний, их применению на практике способствует выполнение студентами курсового проекта по теории механизмов и машин. Основная цель курсового проектирования --этонаучитьсяиспользоватьобщиеметодыпроектированияиисследованиямеханизмовдлясозданиямашинразличногоназначения. При выполнении курсового проекта студент сталкивается с комплексным решением с комплексным решением конкретной инженерной задачи. При этом он усваивает навыки работы со следующими основными направлениями:

· проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным условиям;

· анализ режима движения механизма при действии заданных сил;

· силовой анализ механизма;

· проектирование зубчатых передач;

· расчёт оптимальной геометрии зубчатых зацеплений;

· уравновешивание механизмов с целью уменьшения динамических нагрузок на фундамент и уменьшения сил в кинематических парах;

· динамический синтез кулачковых механизмов;

· определение мощности и выбор типа электродвигателя.

зубчатый рычажный скорость зацепление

1. ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЗАКОНА ДВИЖЕНИЯ НАЧАЛЬНОГО ЗВЕНА МЕХАНИЗМА

1.1 Описание схемы механизма и данные

Описание механизма действия пресса

Вертикально кривошипный пресс предназначен для холодной штамповки деталей /вырубки, гибки, вытяжки и др.

Движения электродвигателя через зубчатую пару колес а, в и планетарный редуктор 7 передается кривошипу 1, затем через шатун 2 -ползуну 3, производящему штамповку деталей в матрице 4. Закон изменения силы вытяжки Fc показан на диаграмме рядом с ходом ползуна.

На оси кривошипа 1 посажен маховик 5, кинетическая энергия которого используется при прессовании. На входном валу редуктора 7 расположен масляный насос 6 кулачкового типа для подачи масла в зоны смазки.

Размеры звеньев и расчётные данные к варианту № 7.5

Таблица 1.1

Параметры

Обозначение

Единица

Числовое значение

Длина кривошипа

м

0,17

Длина шатуна

м

Отношение расстояния от центра масс шатуна к длине шатуна

м

0,5

Частота вращения вала электродвигателя

мин-1

56

Кривошипа и кулачка

мин-1

1420

Сила тяжести: Шатуна

Н

588

Ползуна

Н

833

Момент инерции шатуна

2,9

Сила полезного сопротивления

Н

4000

Момент инерции ротора электродвигателя

4.5

Угловая координата кривошипа при силовом расчете

…0

120

Коэффициент неравномерности вращения вала кривошипа

-

1/10

Модуль зубчатых колес

мм

4

Число зубьев шестерни

z1

-

17

Число зубьев колеса

z2

26

Фазовые углы поворота кулачка

95

0

Допускаемый угол давления

30

Ход толкателя

h

мм

0.09

1.2 Структурный синтез механизма

Кинематические пары, служащие для подвижного соединения звеньев, их класс, номера и название звеньев, образующие кинематические пары , приведены в таблице 1.2.

Степень подвижности плоского механизма определяются по формуле Чебышева [1] [2].

Таблица кинематических пар Таблица 1.2

Кинематические пары

Наименование звеньев, образующих кинематическую пару, вид.

Обозначение

класс

5

Стойка 0 и кривошип 1, вращательная

5

Кривошип 1 и шатун 2, вращательная

5

Шатун 2 и ползун 3, вращательная

5

Ползун 3 и стойка 0, поступательная

Степень подвижности механизма определяем по формуле:

W= 3n - 2P5 - P4 (1.1)

где n=3 -число подвижных звеньев;

P5 =4 -число кинематических пар пятого класса;

P4 =0 -число кинематических пар четвёртого класса;

Степень подвижности механизма показывает сколько ведущих звеньев у механизма и сколько нужно двигателей для этого механизма.

Подставив данные в формулу (1.1), найдём:

W = 3*3 - 2*4 - 0 = 1

Следовательно, при известном законе движения кривошипа рассматриваемая кинематическая цепь является механизмом, т.е. законом движения остальных звеньев механизма вполне определены.

Класс и порядок механизма определим, рассмотрев образование структурной схемы механизма путём применения к начальному звену группы Асура.

Схема образования механизма имеет вид:

а) б)

Рис.1.1 Схема образования механизма: а) Механизм 1- го класса, 1- го порядка; б) Группа 2- го класса, 2- го порядка, 2 -го вида

Таким образом, механизм является механизмом 2- го класса 2- го порядка.

Формула строения механизма имеет вид:

Механизм = первичный механизм (0 + 1) 1клас. 1поряд. ?›структурная группа (2 + 3 ) 2 клас. 2 поряд. 2 вида.

Данный механизм 2- го класса, 2- го порядка.

1.3 Построение плана положений механизма

Это построение производим в такой последовательности:

Выбираем масштабный коэффициент длины, который должен соответствовать стандартному масштабу машиностроительного черчения по ГОСТ 2.302-68 (СТСЭВ 1180-78)

Один из размеров, например, отрезок АВ=200 мм произвольно .

Тогда масштабный коэффициент определяется по формуле (1.2) :

(м/мм) (1.2)

В принятом масштабе длин размеры звеньев механизма на чертеже будут иметь следующие значения:

(мм) (1.3)

Наносим на лист неподвижную ось О и проводим горизонтальную линию ?­? .

Далее из т.О радиусом ОА проводим окружность которую описывает т.А кривошипа 1. Затем вычерчиваем механизм в произвольном положении, за которое принимаем положения кривошипа ОА, определяемое заданным углом ? = 210?.

Изт.АпроводимокружностьрадиусаАВдопересеченияс?­?иполучаемт.В, котораяодновременнопринадлежит?­? ,ползуну 3 икривошипу 2.

Для построения планов положения механизма разделим траекторию, описываемую т.А1 кривошипа в направлении его вращения, начиная от т.А0 на 12 равных частей (считая вращение кривошипа равномерномерным). Далее описанным выше методом строим 12 положений звеньев механизма. Выделяем на плане (более толстой обводкой) схему механизма в заданном положении и отмечаем на нём положения центров масс звена т.S2.

1.4 Построение плана возможных скоростей механизма

Дан кривошипно-ползунный механизм и следующие его параметры звеньев рычажного механизма lAB= 680 мм ;lOA = 170 мм.

Частота вращения кривошипа n1 = 56 мин-1.

Находим угловую скорость ?1 по формуле (1,4):

(n -1) (1.4)

По направлению скорость т.А перпендикулярна кривошипу ОА и направлена в сторону угловой скорости ?1 и вычисляется по формуле:

(м/c) (1.5)

Для построения планов скоростей найдём масштабный коэффициент скорости ?V по формуле:

(м / мм * с) (1.6)

где : Ра - длина вектора скорости т.А на плане скоростей, мм

Va-скорость т. А

Вн-точка направляющая, с которой в данный момент совпадает с точкой Р. Точка В одновременно принадлежит звеньям 2 и 3. Звено 3 совершает плоскопараллельное или поступательное движение. Воспользуемся теоремой о сложении скоростей при плоском движении тела. Переносным движением будем считать поступательное движение 2 со скоростью VA , а относительным -вращательное движение точки В по отношению кт. А.

Поэтому запишем :

(1.7)

где : вращательная скорость т. В по отношению к т. А

вращательная скорость т. А

По направлению они перпендикулярны ВА. Воспользуемся теоремой о сложении

Скоростей при сложном движении точки запишем векторное уравнения для т. В.

Абсолютная скорость точки равна геометрической сумме переносной ( ) и относительной ( ) :

(1.8)

где : ()-относительная скорость точки В по отношению к параллельно линии .

- переносная скорость; в данном случае равна нулю, т.к. направлена неподвижно .

Поскольку в равенствах 1 , 2 равны левые части, то равны и правые. Поэтому :

(1.9)

Аналитически спроецируем на две взаимно перпендикулярных оси. Построим левую часть. Из точки З проводим линию, параллельную вектору . Построим правую часть = 0 . Через т. Внпроводим линию, параллельную вектору . Эти две линии пересекаются в точке . К точке (в) направлены векторы.

Для определения скорости S2 используем теорему подобия : Отрезки соединяющие точки на звене плана положений механизма, и отрезки прямых линий соединяющих концы векторов этих точек на плане скоростей подобные и сходственно расположенные. В данном случае запишем сведущую пропорцию :

(1.10)

откуда :

(мм) (1.11)

где : ab-величина, взятая из плана скоростей, (мм)

AS2 , АВ -взятые, из плана положений, (мм)

Откладываем АS2 по на плане скоростей. Соединяем точку S с полюсом Р и получаем вектор .

Определяем модули скоростей.

Скорость точки В равна :

(1.12)

Скорость точки S равна :

(1.13)

Вращательная скорость кривошипа ВА равна :

(1.14)

где : длины отрезков взятые из плана скоростей

Определяем угловую скорость шатуна по модулю :

(1.15)

Чтобы узнать угловую скорость мысленно переносим вектор вращения скорости из плана скоростей в т. В механизма и строить в какую сторону вектор вращения скорости стремится вращать шатун относительно т. А.

1.5 Построение графика приведенных моментов сил полезного сопротивления и тяжести.

Известно, что приведенный момент сил, условно прикладывается к начальному звену 1 (звену приведения), определяется из равенства элементарной работы сил и моментов пар сил, действующих на звенья механизма.

Равенство элементарных работ сил при стационарных геометрических связей одновременно означает равенство их мгновенных мощностей.

(1.19)

Тогда приведенный момент сил определяется по формуле :

(1.20)

где : Fn - приведення к т. А сила от сил полезного сопротивления.

-- размер звена ОА рычажного механизма, м

По теории Жуковского, если силу, приложенную к какой либо точке звена плоского механизма, перенести в одноименную точку плана скоростей, повернув её на 90о , то момент этой силы относительно полюса плана будет пропорционален её мощности.

Следуя этой теории, определяем приведенную силу Fn. Для этого в одноименные точки планов скоростей прикладываем силу тяжести G2 , и силу полезного сопротивления Fnc , предварительно повернув их на 90 в направлении вращения кривошипа.

Определяем приведенный момент от силы полезного сопротивления по формуле :

(1.21)

где : Fnc--сила полезного сопротивления, Н

--длины отрезков, взятые из плана возможных скоростей, мм

--размер звена ОА рычажного механизма, м

Сила F nc будет вычисляться по формуле :

координату (1.22)

Результаты расчетов по формулам (1.21) и (1.22) сводим в таблицу 1.4

Таблица 1.4 Таблица приведенного момента сил сопротивлений

Nп/п

Fпс

loa

Pb

Pa

МпсF

1

0

0,17

42,64

70

0

2

0

0,17

68,38

70

0

3

0

0,17

70

70

0

4

0

0,17

52,55

70

0

5

0

0,17

61,1

70

0

6

800

0,17

0

70

0

7

800

0,17

61,1

70

-118,709

8

800

0,17

52,55

70

-102,097

9

4000

0,17

70

70

-680

10

4000

0,17

68,38

70

-664,263

11

4000

0,17

42,64

70

-414,217

12.0

4000

0,17

0

70

0

k

4000

0,17

68,38

70

-664,263

По данным находим приложенный момент от силы G2 по формуле:

(1.23)

где : G2 -сила тяжести звена 2 , Н

lOA--размер звена ОА рычажного механизма, м

, PS2 -длина вектора из плана скоростей, мм

G2 ^ PS2--угол между силой тяжести и вектором PS

Результаты расчетов сводим в таблицу (1.5)

Таблица 1.5 Таблица приведенного момента от силы G2

Nп

G2*loa

loa

ps2

Pa

G2^Ps2

cos(G2^PS2)

Mg2

1

99,96

0,17

49,25

70

142,1

-0,7883111

-9,42499249

2

99,96

0,17

66,83

70

164,49

-0,9631936

-15,6265164

3

99,96

0,17

70

70

0

1

16,9932

4

99,96

0,17

59,03

70

162,52

-0,9533889

-13,6621806

5

99,96

0,17

43,49

70

135,49

-0,7122872

-7,52006618

6

99,96

0,17

35

70

0

1

8,4966

7

99,96

0,17

43,49

70

44,17

0,71754781

7,57560599

8

99,96

0,17

59,03

70

17,18

0,95542641

13,69137784

9

99,96

0,17

70

70

90

0,00079633

0,013532139

10

99,96

0,17

66,83

70

15,11

0,96546199

15,66331821

11

99,96

0,17

49,25

70

37,59

0,79259897

9,476257751

12.0

99,96

0,17

35

70

180

-1

-8,49658922

k

99,96

0,17

66,83

70

15,11

0,96546199

15,66331821

По данным находим приложенный момент от силы G3 по формуле:

где : G3 -сила тяжести звена 3 , Н

lOA--размер звена ОА рычажного механизма, м

, Pb- длина вектора из плана скоростей, мм

G3 ^ Pb-- угол между силой тяжести и вектором Pb

Результаты расчетов сводим в таблицу (1.6)

Таблица 1.6 Таблица приведенного момента от силы G3

№ положен

, Н*м

Pв, мм

Pa, мм

cos

H*м

1

0,6

42,64

70

-0,6691

-0,2408

2

0,6

68,38

70

-0,6691

-0,3842

3

0,6

70

70

-0,6691

-0,4014

4

0,6

52,55

70

-0,6691

-0,3039

5

0,6

61,1

70

-0,6691

-0,172

6

0,6

0

70

-0,7071

0

7

0,6

61,1

70

-0,5735

-0,1622

8

0,6

52,55

70

-0,5735

-0,2556

9

0,6

70

70

-0,5735

-0,3441

10

0,6

68,38

70

-0,5735

-0,3293

11

0,6

42,64

70

-0,5735

-0,1966

0-12

0,6

0

70

-0,7071

0

k

0,6

68,38

70

-0,5735

-0,3293

Определяем суммарный приведенный момент от сил сопротивления и сил тяжести по формуле :

(1.24)

где : - приложенный момент от силы G2

- приведенный момент от силы полезного сопротивления

- приложенный момент от силы G3

Таблица 1.7 Таблица суммарного приведенного момента от сил сопротивления и сил тяжести.

Nп

МпсF

Mg2

M?

YmF

1

0

-9,424992

-9,66579

-1,38606

2

0

-15,62652

-16,0107

-2,29806

3

0

16,9932

16,5918

2,49905

4

0

-13,66218

-13,9661

-2,00918

5

0

-7,520066

-7,69207

-1,10591

6

0

8,4966

8,4966

1,249525

7

-118,709

7,575606

-111,295

-16,3434

8

-102,097

13,691378

-88,6614

-13,0011

9

-680

0,0135321

-679.9865

-100

10

-664,263

15,663318

-648,9658

-95,3842

11

-414,217

9,4762578

-404,938

-59,5219

12.0

0

-8,496589

-8,49659

-1,24952

k

-664,263

15,663318

-9,66579

-95,3842

M?

-679.9865

Для построения графика находим максимальное значение по модулю приведенного суммарного момента :

= -679.9865 (Н * м)

Пусть это максимальное значение на чертеже обозначатся ординатой Y. Для вычисления масштабного коэффициента принимаем что Ymax= 100 мм, тогда масштабный коэффициент будет равен :

(Н * м / мм) (1.25)

Заполняем четвертую строку таблицы. Для этого каждое числовое значение строки три делим на числовое значение результат записываем в строку четыре.

Используя последнюю строку таблицы (1.7), строим диаграмму суммарного приведенного момента сил сопротивления и сил тяжести.

1.6 Построение графиков работ

График работы сил сопротивления Ас = Ас( ?1) строем графические интегрированным методом хорд графика приведенных моментов сил сопротивления Мnc = Mnc( ?1).

Графическое интегрирование проводим в последовательности:

1.) Из середины интервалов 0..1 , 1..2 оси абсцисс графика Мnc = Mnc( ?1) восстанавливаем перпендикуляры до пересечения с кривой в точках a, b

2.) Из точек a, b проводим прямые, параллельные оси абсцисс до пересечения с осью ординат в точках с.d…;

3.) Соединяем произвольно взятую точку Р на продолжение оси абсцисс с точками с,d лучами;

4.) На графике работ из точки О -началакоординат . проводим хорду в интервале 0...1. параллельную лучу Рdи т.д.

Полученные точки ос'd'соединяем главной кривой, которая предоставляет собой зависимость Ас = Ао(?1).

Масштабный коэффициент этого графика определяется по формуле

µа= µм * µ?. * Н (1.26)

где : Н= 50 - полюсное расстояние при графическом интегрирования выбираемо произвольно, мм

Найдем масштабный коэффициент по оси абсцисс по формуле :

( рад / мм ) (1,26)(а)

Тогда коэффициент графика работ будет равен :

( Дж / мм ) (1.27)

Так как до цикл установки установившегося движения работа движущих сил по абсолютной величины равно работе сил сопротивления, т, е

|Аq| = |Ас|, то ордината YAC12' графика работ сил сопротивления в конце цикла будет одновременно в том же масштабе µа изображать роботу движущих сил за цикл, но взятую с обратным знаком, т.к. Ас = - Аs . Изобразим работу движущих сил ее и стенным знаком и покажем зависимость Ад = Aд (?) для чего отложим ординату YAC12'12-12 вверх от оси абсцисс. Принимаем момент движущих сил за цикл величиной постоянной, зависимость

Ад= Aд (?) выразится наклонной прямой, соединяющей начало координат с точкой 12' - концом координате YAC12' в конце цикла.

Графическим дифференцированием Мnд = Mnд(?) от угла кривошипа. Для построения графика Мnд - Mnд(?1) необходимо из полюса Р провести луч РД до пересечения с осью ординат графика приведенных моментов сил проведенного параллельно наклонной прямой 0-12”графика Ад = Aд (?). Луч РД отсекает на начальной ординате отрезок Ymo, изображающийся в масштабе µм приведенный момент движущих сил .

Отрезки Yмді будут одинаковые для всех положений механизма, а поэтому Mng изображается горизонтальной прямой.

1.7 Построение графика кинетической энергии механизма

График приращение кинетической энергии механизма строим алгебраическим сложением в каждом положении ординат работы движущих сил и сил сопротивления. Для этого на графике Ас = Ас(?) проведем вспомогательную линию, изображающую зависимость -Ад = -Aд. . Алгебраическая сумма ординат Ті этих соответствующих точках деления оси абсцисса заключна между кривыми

Ас = Ас(?) и -Ад = -Aд(?1). и изображаем в масштабе ?т= ?а текущее значение прощение кинетической энергии механизма. Отрезки , расположение ниже прямой (-Ад ) на графике откладываются вниз оси ?1 и выше вверх.

В рассматриваемом случае все отрезки Y откладываем вверх и вниз от оси ?.

Поскольку , то для получения зависимости следует ось абсцисс графика перенести вниз на величину ординаты Уто, соответствующей начальному значению кинетической энергии Т0 . Значения Т0 неизвестно и его необходимо найти.

1.8 Построение графика приведенных моментов инерции звеньев второй группы и кинетической энергии звеньев этой группы

Приведенных моментов инерции механизма можно представить в виде двух слагаемых. Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий звеньев механизма.В соответствии с определением :

(1.26)

Звено 1. Участвует в вращательном движении.

Звено 2. Участвует в плоском движении.

Звено 2. Участвует в поступательном движении.

Кинематическая энергия звена в общем виде вычисляется по формуле :

(1.27)

где : ISI -момент инерции звена относительно оси проходящей через центр масс звена IS.

Если звено совершает только вращательное движение, то VSI = 0 , тогда

(1.28)

Нам известны IS1 , IS2 , G2 , G3 . Найдем m2 , m3 , m :

(кг) (1.29)

(кг) (1.30)

где : g -ускорение свободного падения.

G2 , G3-силы тяжести звеньев, Н

Кинетическая энергия модели вычисляется по формуле :

(1.31)

Тогда

(1.32)

Отсюда следует что :

(1.33)

Из формулы определяем :

(1.34)

Так как ; (1.35)

Учтем выражения (1.34) и выражения (1.35) получим следующее выражение :

(1.36)

Для того, чтобы получить рабочую формулу, подставим в формулу (1.36) вместо отношения возможных скоростей отношение соответствующих им отрезков, взятых из плана возможных скоростей.

(1.37)

где : длины отрезков взятые из плана скоростей

Из формулы (1.30) следует что суммарный момент будет равен :

(1.38)

приведенный момент инерции от первого звена.

Приведенный момент инерции второго звена будет равен сумме моментов и:

;

(1.39)

Mомент инерции третьего звена будет равен :

(1.40)

Представим приведённый момент инерции в виде суммы моментов инерции 2 -го звена :

(1.41)

Подставляем данные в формулы находим значения приведённых моментов. Результаты заносим в таблицу 1.8 :

Таблица 1.8

Таблица приведённых моментов инерции звеньев второй группы

п/п

m2loa^2

PS2

Pa

Is2(loa/lab)^2

ab

m3*loa^2

Pb

1

1,734

49,25

70

0,158205

61,1

2,4565

42,64

2

1,734

66,83

70

0,092826

35,85

2,4565

68,38

3

1,734

70

70

0

0

2,4565

70

4

1,734

59,03

70

0,092282

35,64

2,4565

52,55

5

1,734

43,49

70

0,070843

27,36

2,4565

61,1

6

1,734

35

70

0,18125

70

2,4565

0

7

1,734

43,49

70

0,070843

27,36

2,4565

61,1

8

1,734

59,03

70

0,092282

35,64

2,4565

52,55

9

1,734

70

70

0

0

2,4565

70

10

1,734

66,83

70

0,092826

35,85

2,4565

68,38

11

1,734

49,25

70

0,158205

61,1

2,4565

42,64

12.0

1,734

35

70

0,18125

70

2,4565

0

K

1,734

66,83

70

0,092826

35,85

2,4565

68,38

Определим суммарный момент приведённых инерции моментов звеньев второй группы по формуле (1.41).

Результаты заносим в таблицу 1.9 :

Таблица 1.9 Таблица суммарных приведённых инерции моментов звеньев второй группы

Nп

Ip2p

Ip2b

Ip3

Ip2

Ip2sum

1

0,858352

0,120533

0,911497

0,97888555

1,890382208

2

1,580505

0,024347

2,344115

1,60485255

3,948967379

3

1,734

0

2,4565

1,734

4,1905

4

1,233101

0,023922

1,384414

1,25702277

2,64143724

5

0,669317

0,010823

1,871557

0,68013957

2,551696789

6

0,4335

0,18125

0

0,61475

0,61475

7

0,669317

0,010823

1,871557

0,68013957

2,551696789

8

1,233101

0,023922

1,384414

1,25702277

2,64143724

9

1,734

0

2,4565

1,734

4,1905

10

1,580505

0,024347

2,344115

1,60485255

3,948967379

11

0,858352

0,120533

0,911497

0,97888555

1,890382208

12.0

0,4335

0,18125

0

0,61475

0,61475

K

1,580505

0,024347

2,344115

1,60485255

3,948967379

I2max

4,1905

По данным таблицы строим графики приведенных моментов инерции отдельных звеньев и суммарного приведенного момента инерции звеньев второй группы.

Найдем масштабный коэффициент для построения графиков

кг*м2 / мм (1.42)

Здесь - ордината графика , соответствующая максимальному значению . Этой величиной мы задаемся.

При динамическом синтезе механизмов методом Мерцалова кривую принимаем за приближеннуюкривую изменения кинетических энергий звеньев второй группы, отсюда следует :

( дж ) (1.43)

Результаты расчетов заносим в таблицу 1.10 :

Таблица 1.10

Таблица изменения кинетических энергий звеньев второй группы

№ п/п

, Дж

, Мм

1

32,50521

81,200047

2

67,90267

169,62514

3

72,05583

180

4

45,41963

113,46109

5

43,87654

109,60635

6

10,57065

26,406157

7

43,87654

109,60635

8

45,41963

113,46109

9

72,05583

180

10

67,90267

169,62514

11

32,50521

81,200047

12,0

10,57065

26,406157

k

67,90267

169,62514

Тогда масштабный коэффициент для построения графика определяется по формуле :

(Дж / мм) (1.44)

Ординаты моментов инерции вычисляется по формуле :

(мм) (1.45)

(мм) (1.46)

(мм) (1.47)

Найдём масштабный коэффициент для построения графика по формуле :

рад / мм (1.48)

Результаты расчетов заносим в таблицу 1.11 :

Таблица 1.11 Таблица суммарных приведенных моментов и ординаты приведенных моментов инерции звеньев второй группы

Nп

Yp2p

Yp2b

Yp3

Ip2

Yp2sum

1

36,86992

5,177429

39,152702

42,04734

81,20005

2

67,8895

1,045823

100,68981

68,93532

169,6251

3

74,48276

0

105,51724

74,48276

180

4

52,96698

1,027552

59,466556

53,99454

113,4611

5

28,75004

0,464878

80,391433

29,21492

109,6064

6

18,62069

7,785467

0

26,40616

26,40616

7

28,75004

0,464878

80,391433

29,21492

109,6064

8

52,96698

1,027552

59,466556

53,99454

113,4611

9

74,48276

0

105,51724

74,48276

180

10

67,8895

1,045823

100,68981

68,93532

169,6251

11

36,86992

5,177429

39,152702

42,04734

81,20005

12.0

18,62069

7,785467

0

26,40616

26,40616

K

67,8895

1,045823

100,68981

68,93532

169,6251

1.9 Построение графика кинетической энергии звеньев первой группы

При построении кривой изменения Т1=Т1(?1) кинетической энергии звеньев первой группы из ординат кривой ?Т= ?Т(?) в каждом положении механизма вычисляем отрезки УIIc , изображающего кинетическую энергию ТII звеньев второй группы в масштабе ?А, ибо I1= ?Т- ТII. Для этого на соответствующих ординатах графика ?Т= ?Т(?) отрезки УIIc откладываются вниз от кривой ?Т= ?Т(?). Величины отрезков У/ТIIі определяются по формуле :

(мм) (1.49)

Результаты расчетов заносим в таблицу 1.12

Таблица 1.12 Таблица кинетической энергии звеньев первой группы

№ п/п

, мм

Y/TII, мм

1

81,200047

2,739411

2

169,62514

5,72257

3

180

6,072583

4

113,46109

3,827788

5

109,60635

3,697742

6

26,406157

0,890853

7

109,60635

3,697742

8

113,46109

3,827788

9

180

6,072583

10

169,62514

5,72257

11

81,200047

2,739411

12,0

26,406157

0,890853

K

169,62514

5,72257

Построенная кривая и будет кривой изменения кинетической энергии звеньев первой группы механизма.

1.10 Определение приведенного момента инерции звеньев первой группы

Построив кривую ТI=TI(?), находим на ней точки соответствующие значению ТI max и TI min соответственно, проецируем их на ось ординат и получаем отрезок ab = 49,86 мм.

Момент инерции звеньев первой группы, обеспечивающий заданную неравномерность движения входного звена определяется по формуле:

( кг / м2 ) (1.50)

Момент инерции дополнительной маховой массы определяется по формуле:

( кг*м2 ) (1.51)

где : - сумма приведенных моментов инерции вращающихся деталей, связанных с начальным звеном постоянным передаточным отношением.

Для рассматриваемого механизма:

(кг*м2) (1.52)

(Сумма приведенных моментов инерции кривошипа и ротора электродвигателя).

1.11 Определение угловой скорости начального звена

Из теории известно, что при установившемся движении, при малом значении коэффициента неравномерности, изменения кинетической энергии ТI приблизительно пропорционально изменению угловой скорости звена приведения.

Поэтому подученная кривая Т1=Т1(?1) одновременно является приближенной кривой изменения угловой скорости начального звена, масштабный коэффициент которой определяется по формуле:

( с-1 / мм ) (1.53)

т.к. точки а и в на графике ?1=?1(?) соответствуют максимальному и минимальному значениям угловой скорости начального звена, тоось?1ср пересечет отрезок ab посередине.

Положения оси абсцисс графика ?1=?1(?) определяетсяординатойУ?1ср , равной:

(мм) (1.54)

Угловая скорость в i -м положении определяется из графика ?1=?1(?) по формуле:

( с -1) (1.55)

где : ?У?1i - ордината графика ?1(?), измереннаяотоси?1ср.

Аналогично определяем значение угловой скорости начального звена для остальных положений механизма.

Результаты расчета заносим в таблицу 1.13

Таблица 1.13 Таблица угловых скоростей начального звена

Nп

Ywi

wi

1

15,52

6,046845

2

7,37

5,950989

3

1,34

5,880067

4

9,28

5,973453

5

17,28

6,067546

6

23,05

6,13541

7

22,15

6,124824

8

11,63

6,001093

9

1,06

5,876774

10

13,38

6,021676

11

22,45

6,128353

12.0

23,755

6,143702

wсред

6,029228

Проверим величины максимальной и минимальной угловой скорости начального звена по формулам:

с-1 (1.56)

с-1 (1.57)

Сравнивая полученные значения ?max и ?min с приведенными в таблице 1.11видно, что значения максимальной и минимальной угловых скоростей начального звена определенных графическим и аналитическим методом совпадают.

1.12 Определение угловых ускорений начального звена

Угловое ускорение начального звена в требуемом положении можно определить из уравнения движения механизма , записанного в дифференциальной форме и решенного относительно ? :

(1.58)

Найдём суммарный приведенный момент сил MП(4) он вычисляется по формуле :

MП(k) = -MПС(k) + MПД (1.59)

где : MПС(k)-берём из таблицы (1.4)

MПД = * ?м-определяемизграфикаМп(?1)

Подставляя значения получим :

MП(k)= 851.26 (Н * м) ((1.60(а))

Величина и знак производной определяем по графику InII = InII(?1) равенства :

(1.62)

где : ?1 = 77.43?? - угол наклона касательной кривой InII(?1) в положении k, отсчитываемый от положительного направления оси абсцисс в направлении против часовой стрелки.

Тогда подставляя значения получим:

(м / с2)

1.13 Выбор электродвигателя

Определяем потребляемую мощность электродвигателя

(Вт) (1.63)

Определяем расчетную мощность электродвигателя :

(Вт) (1.64)

где :

По каталогу выбираем двигатель марки 4А 160S6 мощностью 3 кВт с синхронной частотой вращения ротора nдс = 3000 об / мин

Номинальная частота вращения ротора :

nдн= 1420 об / мин

Находим допускаемый коэффициент неравномерности :

(1.65)

Так как ; 0,04 ? 0,112676-то двигатель переходит в генераторный режим

2. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Исходные данные для проектирования

Исходные данные для выполнения силового анализа рычажного механизма насоса приведены в табл. 1.1, пользуясь которыми вычерчиваем схему механизма в исследуемом (четвёртом) положении в масштабе.

Параметры

Обозначение

Единица

Числовое значение

Длина кривошипа

м

0.17

Длина шатуна

м

0.68

Кривошипа и кулачка

мин-1

56

Сила тяжести: Шатуна

Н

588

Ползуна

Н

833

Момент инерции шатуна

2.9

Угловая координата кривошипа при силовом расчете

…0

120

Коэффициент неравномерности вращения вала кривошипа

-

1/10

Угловое ускорение

?

(м / с2)

4.01

2.2 Построение плана положений механизма для координаты ?

Это построение производим в такой последовательности:

Выбираем масштабный коэффициент длины, который должен соответствовать стандартному масштабу по ГОСТ 2.302-68 (СТСЭВ 1180-78). Тогда масштабный коэффициент определяется по формуле (1.2):

В принятом масштабе длин размеры звеньев механизма на чертеже будут иметь следующие значения:

Метод построения планов положения механизма

Наносим на лист неподвижную ось О и проводим горизонтальную линию ?­? .

Далее из т.О радиусом ОА проводим окружность которую описывает т.А кривошипа 1.Затем вычерчиваем механизм в произвольном положении, за которое принимаем положения кривошипа ОА, определяемое заданным углом. На отрезку АВ отмечаем положения центра масс звена т.S2.

2.3 План скоростей механизма

Скорость точки A4 кривошипа определяется по формуле :

(м / с)

где :?1 = 5,8643 угловая скорость кривошипа в 4-ом положении, (рад / с).

lOA - заданная длина кривошипа, м.

Из точки Р, принятой за полюс плана скоростей, откладываем в направлении угловой скорости и перпендикулярно к кривошипу I произвольной длины вектор = 70 мм скорости точки A4принадлежащей кривошипу.

Масштабный коэффициент плана скоростей определяется по формуле :

Далее строим план скоростей для положения 4 механизма по векторным уравнениям и последовательности, приведенным в п. 1.4.

Модули скоростей определим, умножив длину соответствующего вектора из плана скоростей на масштабный коэффициент.

Определяем модули скоростей.

Скорость точки В равна :

Скорость точки S равна :

Вращательная скорость кривошипа ВА равна :

где :длины отрезков взятые из плана скоростей взятого для

рассматриваемого положения

Определяем угловую скорость шатуна по модулю :

Угловую скорость ?2 направляем относительно вращательной скорости VBA

2.4 План ускорений механизма

План ускорений строится в такой же последовательности, как и план скоростей. Ускорение точки А4 кривошипа I равно геометрической сумме нормального и касательного ускорений :

(м / с2) (2.1)

где : - нормальное ускорение точки А вдоль звена ОА к центру вращения О.

- касательное ускорение точки А при ее вращении относительно оси О, направленное перпендикулярно к звену ОА в сторону ?1.

Модули ускорений определяется по формулам (2.2) и (2.3):

(м / с2) (2.2)

(м / с2) (2.3)

Произвольно выберем полис Р. От него в направлении от точки А к точке О, глядя на схему механизма, откладываем произвольную величину отрезка , изображающего вектор .

Масштабный коэффициент плана ускорений подсчитываем по формуле:

(м / мм * c -2) (2.4)

Затем вычисляем отрезок , изображающий касательное ускорение точки А.

(мм) (2.5)

От конца отрезка Pn плана ускорений проводим луч, перпендикулярный к кривошипу OA в направлении углового ускорения ?1 и откладываем отрезок . Соединив конец этого отрезка с полюсом P, получим вектор Pa абсолютного ускорения точки A являющейся общей для кривошипа.

Точка В одновременно принадлежит звеньям 2 и 3. Используя теорему о сложении ускорений при плоском движении фигуры. Записываем векторное уравнение :

(м / с 2) (2.6)

где :- нормальное ускорение точки В по отношению к точке А, оно вычисляется по формуле :

(м / с 2) (2.7)

тангенциальное ускорение точки В по отношению к точке А.

Используя теорему о сложении ускорений при сложном движении точки. Ускорение точки В будет равно :

(м / с 2) (2.8)

где : - ускорение точки Вн = 0, так как направляющая неподвижна;

- относительное ускорение к точке Вн, известно только по направлению Оно направлено параллельно линии ?-?.

(2.9)

Через конец вектора проводим прямую параллельную звену АВ

и на ней откладываем аn2 :

(мм) (2.10)

Через точку n2 проводим линию, параллельную тангенциальному ускорению , т. е. перпендикулярную ВА.

Абсолютное ускорение параллельно направляющим ползуна, для чего через полюс Р проводим прямую, параллельную ?-?. В пересечении двух линий и лежит точка« b» - конец вектора абсолютное ускорения точки В.

Вектор изображает абсолютное ускорение точки В.

Вектор изображает полное относительное ускорение ( направленное к точке В)

Вектор изображает касательное ускорение .

Пользуясь планом ускорений определяем модуль и направление ускорений точек и углового ускорения ?2 шатуна АВ :

(м / с 2) (2.11)

(м / с 2) (2.12)

(м / с 2) (2.13)

где :длины отрезков, взятые из плана ускорений.

Определяем угловое ускорение по формуле :

(с-2) (2.14)

Определяем угловое ускорение ?2 по направлению. Для этого мысленно переносим в точку В вектор тангенциального ускорения . Видим, что оно стремится вращать звено 2 относительно точки А против часовой стрелки, значит ?2 направлено против часовой стрелки.

2.5 Определение сил инерций звеньев

В центрах масс звеньев группы S2 и S3 приложены силы тяжести G2 и G3 и главные векторы сил инерции Фi . Найдем Ф2 и Ф3 :

( Н ) (2.15)

( Н ) (2.16)

Знак « - » в этих формулах говорит о том, что главные векторы сил инерции направлены в сторону, противоположную ускорению центру масс. Звено 2 (шатун) -нагружен еще главным моментом сил инерции.

(Н * м) (2.17)

Знак « - » говорит о том, что главный момент направлен в противоположную сторону от ?2. Неизвестным являются приложенные реакции и в шарнирах А и В. Со стороны направляющей на ползун действует еще неизвестная сила . Задача по определению распадается на 3 этапа :

1.Определение нормальной составляющей реакции ;

2.Определение тангенциальной составляющей реакции и реакции ;

3.Определение реакции

2.6 Силовое исследование структурной группы 2-го класса 2-го порядка

Определение реакций начинаем со структурной группы, наиболее удаленной от входного звена I. Наиболее удаленной является двухпроводковая группа, состоящая из звеньев 2 и 3.

2.6.1 Схема силового нагружения структурной группы

Вычерчиваем кривошип 2 и ползун 3 в масштабе µl = 0,0034 м/мм. На нее действуют внешние силы: полезного сопротивления, тяжести, моменты сил инерции.

Центра масс звеньев S2 и S3 приложенные силы тяжести G2 и G3 и главный момент сил инерции Ф2 и Ф3 . Звено 2 (шатун) ещё нагружено главным моментом сил инерции МФ. К Звену 3 (ползун) приложена сила полезного сопротивления Fп.с. её величина находится из диаграммы сил полезных сопротивлений. В кинематических парах а и b действуют реакции и = - не известны не по модулю ни по направляющей на ползун действует реакция известная по направлению но не известна по модулю она направлена перпендикулярно ?-?Реакцию расположим на 2 составляющие перпендикулярную и параллельную .

2.6.2 Определения тангенциальной составляющей реакции

Неизвестную ни по величине, ни по направлению реакции разложим на 2 составляющие: перпендикулярную звену с индексом ?ипараллельназвенусиндексомn.Составимуравнение:

(2.18)

Направлениями составляющих и задается первоначально производно. Для определения тангенциальной составляющий записываем сумму моментов всех сил, действующих на звено 2 относительно точки В и приравниваем ее к нулю:

(Н)

Знак « - » означает, что направленная реакция в противоположную сторону.

2.6.3 Определения нормальной составляющей реакции и реакцииR30

Для определения и записываем условия равновесия всей структурной группы в форме сил. Геометрическая сумма всех сил, действующих неструктурную группу должна быть равна нулю:

(2.18)

Масштабный коэффициент :µF = H / мм

Откладываем векторы по порядку пока не дойдём до точки d

(2.19) (мм)

(2.20) (мм)

(2.21) (мм)

(2.22) (мм)

(2.23) (мм)

Из точки « g » проводим линию, параллельную линии вектору R30 , т.е. перпендикулярно линии ?-? . А из точки а проводим линию, параллельную соответствующей реакции, т.е. параллельную отрезку АВ. Эти линии пересекутся в точке h. Таким образом определяем модули соответствующих

(2.24)

мм )

2.6.4 Определение внутренней реакции R32

Определяем R32 = - R23Для этого записываем условие равновесия звена 3 в формуле сил. Геометрические суммы всех сил действующих на звено 3 должны быть равны нулю.

Заключаем точки h и d . Получаем реакцию R32 .

Отсюда

(2.25)(мм)

2.7 Кинематика ведущего звена

Находим главный момент сил инерции

(Н * м ) (2.26)

Знак «-» означает что главный коэффициент сил инерции направлен сторону противолежащею

Геометрическая сумма всех сил действующих на звено 1 равна нулю.

В соответствии с углами давления

(2.27) (Н *м)

Н * м

2.8 Теория правильности расчета силового расчета

Расхождение результатов

3. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные для проектирования зубчатой передачи

Исходные данные для проектирования зубчатой передачи приведены в табл. 1.1, а именно :

Число зубьев первого колеса --------------------- z1 = 17

Число зубьев второго колеса ---------------------- z2 = 26

Модуль зубчатых колес z1 и z2 ------------------ m = 4 (мм)

3.2 Параметры исходного производящего контура

Образование боковых поверхностей зубьев колес осуществляют методами обработки металлов резанием, давлением (прокатка, штамповка) или путем отливки. Наиболее, распространенным является зубонарезание на станках методом огибания. В этом случае режущие кромки лезвийного инструмента в процессе главного движения резания образуют воображаемую поверхность, которая в относительном движении с заготовкой (движении огибания) является огибающей для обрабатываемой поверхности зуба. Такую воображаемую поверхность называют производящей поверхностью. Воображаемое зубчатое колесо, у которого боковыми поверхностями зубьев являются производящие поверхности, называют производящим зубчатым колесом, а его контур в сечении --производящим контуром.

Контур зубьев производящей рейки в сечении плоскостью, перпендикулярной ее делительной плоскости, называют исходным производящим контуром (ИПК). В зависимости от расположения сечения относительно линии зуба различают торцовый, осевой и нормальный исходные производящие контуры исходным производящим контуром .При профильной модификации поверхности зуба, в результате которой номинальный профиль зуба начинает в заданной точке отклоняться от теоретического профиля с монотонным возрастанием отклонения по мере удаления от этой точки к вершине зуба (модификация головки) или к основанию зуба (модификация ножки).

Применение профильной модификации головки заключается в небольшом изменении профиля за счет его срезания в верхней части зуба. Оно необходимо для устранения кромочного зацепления, ударов заклинивания и уменьшения шума при работе, обусловленных изгибом зубьев под нагрузкой, а также отклонениями э шаге зубьев из-за неточностей при зубонарезании.

Зубчатое зацепление производящего колеса с обрабатываемым зубчатым колесом называют станочным зацеплением.

Параметры исходного контура эвольвентой цилиндрической передачи согласно ГОСТ 13755-81 :

Коэффициент радиального зазора--------------- С * = 0,25

Коэффициент высоты головки зуба -------------

Угол главного профиля -----------------------------

Коэффициент граничной высоты ----------------

Коэффициент глубины захода --------------------

Для прямозубого колеса с модулем m = 4 мм принимают мм/м. В отличие от высотных размеров, которые одинаковы для торцового и нормального исходных профилей, шаговые и угловые размеры отличаются и это следует учитывать при вычерчивании исходным производящим контуром.

Шаг зубьев по делительной прямой исходным производящим контуром для прямозубых колес р = ? * m.

Радиус кривизны ?f переходной кривой зуба ?f = 0,38 * m, для нормального исходного контура. Прямая, разделяющая зуб по высоте на две равные части, называются делительной. На исходным производящим контуром отмечаются еще четыре линии, параллельные делительной прямой и проходящие по основаниям впадин зубьев, по их вершинам и через точки сопряжения прямолинейной часта зуба дугами радиусов ?f.

С помощью исходным производящим контуром представляется возможным нарезать как нулевые, так и исправленные (корригированные) колеса.

При нарезании нулевого колеса делительная прямая исходным производящим контуром касается делительной окружности колеса. При нарезании корригированного колеса с положительным смещением она отодвинута от делительной окружности - от оси вращения колеса на величину, равную хm, где х - коэффициент смещения. При нарезании отрицательного колеса длительная прямая исходным производящим контуром придвинута к центру колеса на величину отрицательного смещения, равного -хm.

3.3 Выбор коэффициента смещения

Положение исходного производящего контура относительно делительной окружности проектируемого зубчатого колеса оказывает влияние на форму профиля зуба в торцовом сечении, следовательно, и на эксплуатационные свойства проектируемого зацепления. За нулевое смещение принимают такое положение исходного производящего контура, при котором его делительная прямая касается делительной окружности зубчатого колеса.

Расстояние по нормали между делительной прямой исходного производящего контура и делительной окружностью колеса называют смещением, а отношение величины смещения к расчетному модулю называют коэффициентом смещения и обозначают буквой x. Расчетный модуль m--линейная величина, в?раз меньшая нормального шага зубьев по делительной окружности. Коэффициент смещения --величина безразмерная, но имеет знак: х>0, если делительная прямая исходного производящего контура располагается вне делительной окружности нарезаемого колеса, т. е. смещение осуществляют в сторону увеличения станочного расстояния, и x< 0, если при смещении делительная прямая исходного производящего контура пересекает делительную окружность зубчатого колеса. Коэффициенту смещения x приписывают индексы:1--дляшестерниx1 ,2--дляколесах2.

Коэффициент смещения влияет на форму зуба, который может оказаться в пределе подрезанным или заостренным. Предельные значения коэффициента смещения, соответствующие наименьшему и наибольшему смещениям исходного производящего контура, обозначает: хmin, хmax--коэффициент наименьшего смещения исходного контура, при котором отсутствует геометрическое заострениез уба.

Расчетное значение коэффициента смещения х должно быть в пределах: хmin?х?х?. = 0,5

Для ориентировочного выбора коэффициентов смещения на рис.1 приведены графики x(z), ограничивающие область, в которой не наблюдается ни подреза зуба (граничная линия 1), ни заострения вершины (граничная линия 2).

3.4 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

Вычислениях проводить в такой последовательности:

1. Коэффициент суммы смещений:

где : - коэффициент смещения при числе зубьев z1= 17

- коэффициент смещения при числе зубьев z1= 26

2. Угол зацепления :

Угол находят по таблицам эвольвентой функции (см. Приложение III (Попов С.А. « Курсовое проектирование »)) = 25.5°

3. Межосевое расстояние аw:

( мм )

Делительные диаметры и:

(мм)

(мм)

Делительное межосевое расстояние а :

(мм)

Коэффициент воспринимаемого смещения y :

7. Коэффициент уравнительного смещения ?у :

8. Радиусы начальных окружностей и :

(мм)

(мм)

Проверка вычислений:

= +=89.536 (мм)

9. Радиусы вершин зубьев и :

(мм)

(мм)

10. Радиусы впадин и :

(мм)

(мм)

11. Высота зуба h :

(мм)

12. Толщины зубьев по делительной окружности S1 и S2 :

(мм)

(мм)

13. Радиусы основных окружностей:

(мм)

(мм)

15. Шаг р:

(мм)

Учитывая, что коэффициент для построения , занесем данные в таблицу 1.15

Tаблицa 1.15

Наименование

Обозначение

Единицы измерения

Расчетные данные

Межосевое расстояние

мм

89.536

500

Радиусы начальных окружностей

мм

мм

35.389

54.138

197.674

302.326

Радиусы основных окружностей

мм

мм

31.95

48.864

178.418

272.875

Радиусы вершин зубьев

мм

мм

39.536

57.536

220.782

321.300

Радиусы впадин

мм

мм

31

49

173.115

273.634

Высота зуба

h

мм

8.536

47.666

Толщины зубьев по делительной окружности

S1

S2

мм

мм

7.739

7.739

43.218

43.218

Шаг

р

мм

12.566

70.175

3.5 Вычерчивание картины эвольвентного зацепления

Для построения картины эвольвентного зацепления выбираем масштабный коэффициент из расчета, чтобы центры обоих колес находились на чертеже, а межосевая линия располагалась горизонтально.

Откладываем межосевое расстояние, проводим начальные, делительные, основные окружности, а также окружности вершин и впадин колес. Проводим касательную к основным окружностям. Точки касания с основными окружностями обозначены N1 и N2. Отрезок N1П разделим на 4 равных участка. За точкой N1 влево по линии зацепления откладываем два таких же участка. По дуге основной окружности вправо от точки N1 откладываем дуги, равные отрезкам 1П , 12 и т.д. От точки N1 влево по основной окружности откладываем две дуги, равные вышеназванным отрезкам. От точек 1,2 и т.д. проводим касательные к основной окружности, на которых откладываем соответствующее количество участков. Соединяем отрезки на касательных с помощью лекала и получаем эвольвенту, которая будет правым профилем зуба первого колеса.

От точки пересечения эвольвенты с делительной окружностью по дуге этой окружности откладываем влево половину толщины зуба. Через конец этой дуги проводим осевую линию зуба, соединив с осью первого колеса. Участок профиля между основной окружностью и окружностью впадин выполнен прямой линией, параллельной оси симметрии зуба. Галтель выполнен дугой окружности.

Затем строим левую половину зуба с помощью шаблона (или по закону симметрии). Проводим оси симметрии двух соединенных зубьев. Отложив от точки пересечения оси первого зуба с делительной окружностью влево и вправо шаг Р колеса. С помощью шаблона строим соединенные зубья или по закону симметрии.

Далее на чертеже выделяем активную часть линии зацепления, рабочие участки А1В1 и А2В2 профилей зубьев ( на чертеже показаны в виде заштрихованных полосок).

По данным таблицы 3.1 строим графики изменения коэффициентов относительного скольжения в зависимости от изменения положения точки К контакта сопряженных профилей на линии зацепления. За начало координат принимаем точку П - полюс зацепления. Положительное направление оси абсцисс графика совпадает с направлением перемещения точки контакта профилей при ведущем колесе 1.

3.6 Показатели качества работы зубчатой передачи3

3.61 Коэффициент перекрытия

К качественным показателям относятся коэффициент перекрытия и коэффициент относительного скольжения зубьев, коэффициент удельного давления, а также некоторые другие коэффициенты, которые в курсах теории механизмов и прикладной механике не рассматриваются.

Качественные показатели позволяют оценивать плавность, бесшумность, прочность, возможный износ зубьев колес передачи при ее проектировании, и сравнить ее с другими передачами по тем же показателям. Такая оценка важна для рационального выбора смещений исходным производящим контуром при проектировании.

Коэффициент перекрытия, ?а позволяет оценить плавность и непрерывность зацепления. Для плавной безударной работы передачи необходимо, чтобы каждая последующая пара зубьев входила в зацепление до того, как предыдущая пара выйдет из него. Величина перекрытия характеризуется коэффициентом перекрытия, выражающим отношение угла зацепления к угловому шагу зубчатого колеса и определяется по формуле :

Графическим способом коэффициент перекрытия равен:

Коэффициент перекрытия показывает, сколько пар профилей зубьев, попеременно участвуют в зацеплении. Для нормальной работы прямозубой передачи коэффициент перекрытия должен быть больше 1. Практически ? 1.15.

При ? 1.15 15% всего времени работы передачи в зацеплении находятся 2 пары профилей зубьев, а 85% времени работы -1 пара профилей зубьев, т.е. в зацеплении по переменно находятся то 2 пары профилей зубьев, то 1 пара.

3.6.2 Коэффициент удельного и относительного скольжения профилей

Степень вредного влияния скольжения профилей в процессе работы характеризуется коэффициентами относительного скольжения зубьев. Коэффициенты относительного скольжения зубьев учитывают влияние геометрических и кинематических факторов на величину относительного проскальзывания профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения и давление одного профиля на другой при передаче усилий приводит к износу профилей. В зубчатой передаче необходимо учитывать, что зубья большого колеса находятся в зацеплении в U1 2 раза меньше, чем зубья шестерни. Коэффициенты относительного скольжения зубьев определяются по формулам

( мм )

( мм )

где : - расстояние от полюса зацепления до точки контакта пары зубьев ;

и - расстояние от точек касания линии зацепления с основными окружностями соответственно шестерни и колеса до полюса.

Из этих формул следует, что с удалением точки контакта профилей от полюса, коэффициенты скольжения возрастают, причем интенсивно на ножках зубьев. В инженерной практике о качестве передачи принято судить по максимальным значениям коэффициентов скольжения на ножках зубьев, которые соответствуют входу и выходу пары зубьев из зацепления.

Данные расчета заносим в таблицу (1.16)

Таблица 1.16

Таблица коэффициентов относительного скольжения зубьев

Наименование

Размерность

Длина

Lpk

мм

39.47

26.31

13.16

0

14.7

29.4

44.09

LpN1

мм

85.1

LpN2

мм

130.75

?2

-

0.417

0.304

0.167

0

0.209

0.48

0.841

?1

-

0.524

0.391

0.222

0

0.303

0.74

1.431

мм

20.397

14.849

8.175

0

10.246

23.463

41.151

мм

25.628

19.101

10.833

0

14.796

36.198

69.965

Масштабный коэффициент для построения графика относительного скольжения зубьев определяем по формуле :

Коэффициент удельного давления ? учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на значаще контактных напряжений. За расчетный коэффициент удельного давления принимают такой, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления, т. к. при прямозубом зацеплении в полюсе чаще всего контактирует только одна пара профилей зубьев. Значение коэффициента удельного давления в полюсе рассчитывают по формуле :

Можно уменьшить контактные напряжения, подбирая Х1 и Х2 так, чтобы ? имело максимально малое значение ( ?< 1 ).

Заключение

В процессе выполнения курсового проекта по проектированию и исследованию пресса получены следующие результаты:

1. Истинная угловая скорость входного звена в исследуемом положении .

2. Угловое ускорение входного звена в положении 10.

3. Давление в кинематических парах рычажного механизма в исследуемом положении R21=2530H, R30=214.6 Н.

4. Спроектирована входящая в состав привода пара цилиндрических зубчатых колес с неподвижными осями при m=6мм, z1=17, z2=26, x1=x2=0.5 и построена картина из зацепления

Используемые ГОСТы

1. Формат чертежей -ГОСТ 2.301 - 68

2. Толщина линии - ГОСТ 2.303 - 68

3. Размеры шрифта букв - ГОСТ 2.304 - 81

4. Нанесения размеров - ГОСТ 2.307 - 68

5. Нанесения надписей - ГОСТ 2.316 - 68

6. Штамп ГОСТ 2.104 - 68

7. Зубчатые передачи - ГОСТ 16530 - 70

8. Межосевое расстояние -ГОСТ 2185 - 65

Список литературы

Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит. 1988. - 640 с.

Теория механизмов и машин: Учебник для втузов / К.В.Фролов, С.А.Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В.Фролова. -М.: Высш. школа., .1987. - 496 с.


Подобные документы

  • Определение реакций в кинематических парах. Геометрический расчет параметров прямозубого, цилиндрического эвольвентного зацепления. Построение плана ускорений. Силовой расчет ведущего звена. Определение равнодействующей силы давления механизма на стойку.

    курсовая работа [884,8 K], добавлен 25.04.2016

  • Определение скорости, ускорения, силы инерции звеньев механизма и давления в кинематических парах. Параметры нулевого зацепления зубчатых колес. Влияние изменения скорости скольжения на качество работы передачи. Значение коэффициента перекрытия.

    курсовая работа [303,4 K], добавлен 15.01.2011

  • Кинематическое исследование механизма. Построение планов положений, скоростей и ускорений, а также кинематических диаграмм. Определение сил и моментов сил, действующих на звенья механизма. Расчет мгновенного механического коэффициента полезного действия.

    курсовая работа [275,2 K], добавлен 28.01.2014

  • Структурный и динамический анализ работы нефтяного насоса, построение схемы механизма и плана скоростей. Определение силы действующей на механизм и уравновешивающей силы. Синтез кулачкового механизма насоса и построение картины зацепления двух колес.

    курсовая работа [160,0 K], добавлен 25.01.2011

  • Описание принципа работы кривошипно-ползунного механизма грузового автомобиля с двухтактным двигателем внутреннего сгорания. Оценка блок-схемы кривошипного механизма и расчет его кинетических параметров. Построение динамической модели машинного агрегата.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 15.05.2019

  • Структурный анализ механизма управления рулем летательного аппарата, его размеры. Расчет зависимости для кинематического исследования механизма. Исследование движения механизма под действием сил. Расчет геометрических параметров смещенного зацепления.

    курсовая работа [186,3 K], добавлен 30.05.2012

  • Характеристика компрессоров подвижного состава железных дорог. Определение скоростей звеньев с помощью плана и кинетостатический расчет механизма. Расчет сил полезного сопротивления при расчете компрессора, геометрический синтез зубчатого зацепления.

    методичка [759,6 K], добавлен 05.04.2009

  • Кинематический синтез кривошипно-ползунного механизма. Планы скоростей и ускорений. Определение реакций в кинематических парах, приведенных моментов сил, кинетической энергии звеньев, момента инерции маховика и закона движения звена приведения.

    курсовая работа [155,0 K], добавлен 12.01.2015

  • Состав двигателя внутреннего сгорания. Определение значений переменной силы давления газов на поршень. Расчет основных размеров колес и передачи. Построение картины зацепления. Проверка работоспособности зубчатой передачи. Расчет момента инерции маховика.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 11.04.2016

  • Описание привода, зубчатой и цепной передачи поворотного механизма экскаватора. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений для шестерни и колес. Расчет закрытой быстроходной цилиндрической косозубой передачи. Эскизная компоновка редуктора.

    дипломная работа [3,3 M], добавлен 06.08.2013

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.