123338 (689436), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

G₄=m₄·=29*9.81=284,49H

G₅=m₅·g=190*9.81=1863,9 H

Моненти інерції ланок:

Сили інерції:

Моменти сил інерції:

1. Графоаналітичний метод силового розрахунку механізму важіля

Графоаналітичний метод силового аналізу проводиться по групах Ассура.

Досліджуємо сили, що діють на групу Ассура, складену з ланок 4 та 5 (див арк. 2) і у відповідальних точках прикладаємо зовнішні сили.

У графоаналітичному методі сили інерції і момент сили інерції замінюємо однією рівнодіючою, яка за величиною дорівнює силі інерції, співпадає з нею за напрямком, а точка прикладання знаходиться на відстані hⁱ таким чином, щоб момент рівнодіючої сили відносно центра ваги співпадав за напрямком з моментом сили інерції.

Для ланки 4

Переносимо на креслення (арк. 2) з масштабним коефіціентом μ=0,0025; = 0,0049/0,004 = 0,123 мм

Реакції в кінематичних парах прикладаємо у вигляді двох складових, які напрямлені вздовж та перпендикулярно ланці. Для поступальної кінематичної пари направляюча – повзун, тому реакцію прикладаємо перпендикулярно направляючій.

Складаємо рівняння рівноваги для кожної ланки групи Ассура окремо

З креслення визначемо плечі сил:

СД = 0,319 м

Для усієї групи Ассура складаємо векторне рівняння рівноваги:

Згідно цього рівняння складаємо силовий багатокутник.Вибираємо масштабний коефіціент μ_F=77 Н/мм.

Визначаємо інші реакції ( R₀₅ та ):

R₀₅ = 0 Н

= =7716,39Н

R₃₄=7716,39 H

Досліджуємо сили, що діють на группу Асура, складену з ланок 2 та 3 (див. аркуш 2) і у відповідних точках прикладаємо відповідні сили.

Сили та моменти сил інерції замінюємо рівнодіючими, які за величиною рівні силам інерції і прикладені на відстані та :

З урахуванням масштабного коефіціента μ=0,0025 знаходимо плечі рівнодійних на кресленні:

Складаємо рівняння моментів сил, що діють окремо на ланки 2 і 3 відносно точки В і визначаємо тангенціальні складові реакцій.

Для ланки 2:

,

де h₂ = 0,117 м,

АВ = 0,291 м,

.

І звідси :

Для ланки 3:

де О₂В = 0,29 м,

h₃ = 0,147 м,

,

.

І звідси :

Запишеио векторне рівняння рівноваги сил, що діють на групу Ассура, складену з ланок 2 і 3.

.

Будуємо план сил відповідно до цього рівняння і визначаємо величини та напрямки реакцій (див. арк. 2). Знайдемо довжини векторів сил на кресленні з масштабним коефіціентом μ_F=0,007Н/мм.

Визначаємо з креслення :

Розглянемо рух вхідної ланки. Вхідною ланкою механізму є кривошип 1, який здійснює обертальний рух. Привод у рух цієї ланки здійснюється від електродвигуна через планетарний редуктор і відкриту зубчату передачу коліс 4 і 5. Ланка 1 виконується разом з колесом 5, або жорстко з нею зв’зуються. На зубчате колесо з боку спряженого колеса 4 діє сила, яку називають зрівноважуючою, або рушійною. Накреслимо ведучу ланку разом з колесом 5 (див. аркуш 2).

Число зубів колеса 5 Z₅ = 35, колеса 4 Z₄ = 16, а модуль зубчатих колес m = 8 мм. З цих даних знайдемо радіусb колес 5 і 4:

r₅ = m Z₅ / 2 = 140 мм.

r₄ = m Z₄ / 2 = 64 мм.

Зрівноважуючу силу Р_зр Прикладаємо в полюсі зачеплення коліс і 5 і направимо по лінії зачепленя, яка складає з дотичною до початкових кіл кут приблизно _w = 24.

В точці А кривошипа прикладаємо силу реакції R₁₂ з боку ланки 2. Величину та напрямок цієї реакції визначаємо з рівності .

Запишемо векторне рівняння рівноваги сил, що діють на вхідну ланку:

.

Будуємо силовий трикутник відповідно векторного рівняння, з якого візначаємо сили Р_зр і R₀₁ ( масштабний коефіціент виберемо рівним μ_F=77Н/мм ). Тоді

З креслення визначаємо:

F_зр = 41,78*77=3217 Н,

R₀₁ = 63,44*77=4484,88 Н.

13 ВИЗНАЧЕННЯ ЗРІВНОВАЖУЮЧОЇ СИЛИ МЕТОДОМ

«ВАЖІЛЯ» ЖУКОВСЬКОГО

Побудуємо план швидкостей, повернутий на 90⁰ проти руху кривошипа (див. арк. 2)

В центрах ваги прикладаємо сили ваги, в точках прикладання рівнодіючих сил інерції прикладаємо ці сили, а в точці р під кутом 24⁰ до нормалі до рр_V зрівноважуючу силу Р_зр. Точки прикладання рівнодіючих сил інерції поділяють відповідні відрізки швидкостей у тій же пропорції, у якій поділяють ланки точки К_і.

Згідно теореми Жуковського розглядувана система сил перебуває у стані рівноваги. Складаємо рівняння моментів сил, діючих на ”важіль”, відносно полюсу р_V.

G₂·116,6 + G₃·50.45 + G₄·101,26 + G₅·101.63 + Р₂·56,33 + Р₃·75,75 + Р₄·104,57+P₅·101.63 - P_зр·173,58 = 0;

Звідси

P_зр=3104 Н

Похибка у визначенні зрівноважуючої сили:

Δ= ·100%=3,5%

14 СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО ЗАЧЕПЛЕННЯ

Розрахунок розмірів коліс для нерівнозміщеного зачеплення

Досліджуємо зачеплення коліс 4 і 5 привода. Для розрахунків приймаємо Z₄=16, Z₅=35 та модуль m=8мм (див. бланк задання).Визначемо геометричні розміри зубчастих коліс. Визначемо спочатку параметри зачеплення, які не залежать від зміщення.

Крок зуба по ділильному колу:

Діаметри ділильних кіл:

Діаметри основних кіл:

Визначаємо кут зачеплення:

Визначаємо значення кута з таблиці інвалют:

Діаметри початкових кіл:

Звідси знаходимо міжосьову відстань:

Коефіціент сприйманого зміщення міжосьової відстані

Коефіціент вирівнювального зміщення:

Виличина заходу зубців:

Висота зуба:

Діаметри кіл западин:

Діаметри кіл головок:

Товщіна зуба по ділильному колу

Якісні показники зачеплення

Визначення коефіціента перекриття

Коефіціент перекриття, по якому можна судити про плавність передачі:

Коефіціент перекриття показує кількість зубців, що одночасно знаходяться в зачепленні в часі. Коефіціент 1,157 означає, що 15,7% часу зачеплення здійснюється двома парами зубців, а 84,3% часу зачеплення – однією парою зубців.

Визначання коефіціент питомого ковзання

Коефіцієнти питомого ковзання ν₄ і ν₅ , по судять про відносний знос профілів, визначаємо за формулами:

де АВ – довжина теоретичної лінії зачеплення, мм; Х – поточні значення координати точки зачеплення, виміряне від початкової точки А колеса 4 теоретичної лінії зачеплення, або, інакше, радіус кривизни евольвенти колеса 4, а АВ-Х – радіус кривизни евольвенти колеса 5.

Довжина теоретичної лінії зачеплення:

АВ=а_w·sinα_w=189,14·sin26,58⁰=84.63мм

Координату Х приймаємо через кожну 0,1·АВ. Значення коефіціентів питомого ковзання заносимо в таблицю

Визначення умови рівнозношенності.

Якщо точка контакту буде на початку практичної лінії зачеплення, то

Максимальний коефіціент питомого ковзання колеса 4 на ніжки зуба буде

Якщо точка контакта буде в кінці практичної лінії зачеплення, то

Умова рівнозношеності:

Але -1,192 ≠ -1,557, тому умова рівнозношеності не виконується і колесо 5 буде зношуватись швидше.

15 СИНТЕЗ ПЛАНЕТАРНОЇ ПЕРЕДАЧІ

Визначення передаточного відношення планетарної передачі

Привод механізму парової машини складається з планетарного редуктора і зовнішньої зубчастої передачі коліс 4 і 5. Число обертів ротора двигуна n_дв=1500 об/хв., а число обертів вала колеса 5, тобто вала кривошипа n_кр=400об/хв.

Загальне пердаточне відношення привода

Передаточне відношення зубчатої пари коліс 4 і 5:

Передаточне відношення планетарного редуктора:

За результатами розрахунку на ЕОМ вибираємо числа зубців коліс редуктора.

Z₁=32; Z₂=32; Z₂’=17; Z₃=47; число сателітів К=3.

Перевіримо отримані параметри за умовами забеспечення складання, співвісності та сусідства.

Умова складання

- умова виконується

Умова свіввісності

Z₁+Z₂=Z₂’+Z₃

32+32=17+47 - умова виконується

Умова сусідства

(32+32)sin60⁰>2

55.42>2 - умова виконується

Кінематичне дослідження привода

Графічний метод дослідження містить в собі побудову картини лінійних швидкостей та діаграм частот обертання коліс.

Визначемо радіуси початкових кіл планетарної ступені редуктора:

r_w1=m∙Z₁=2∙32/2=32мм

r_w2=m∙Z₂=2∙32/2=32мм

r_w2’=m∙Z_2’=2∙17/2=17мм

r_w3=m∙Z₃=2∙47/2=47мм

Креслимо схему привода у двох проекціях (див. аркуш 3) з масштабним коефіціентом

µ_l=r_w1/O₁A=0.032м/16мм=0,002м/мм

Визначемо лінійну швидкість точки А контакту коліс 1 і 2

З точки А – точки контакту коліс 1 і 2 відкладаємо відрізок АD=50,26мм, який зображує вектор лінійної швидкості колеса 1.

Масштабний коефіціент швидкості

µ_V=V_A/AD=0,1 мс^-1/мм

Швидкість центра колеса 1, точки О₁, дорівнює нулю. Закон розподілення швидкостей по колесу 1 буде прямою лінією, що з’єднує точки О₁ і D.

Колеса 2 і 2’ представляють собою єдине тверде тіло – блок шестерен. Швидкість точки В контакту коліс 2’ і 3 дорівнює нулю. Закон розподілення швидкостей по блоку коліс 2 і 2’ буде прямою лінією, що з’єднує точки Д і В плану. Продовжимо цю лінію до пересічення з горизонтальною лінією, проведеною з точки О₂. Відрізок О₂Е є швидкістю центра блока коліс 2 і 2’ і , одночасно, також швидкістю точки О₂ водила Н. Закон розподілення швидкостей по водилу Н і колесу 4 є прямою, що з’єднує точки Е в О₁. Цьому законові підкоряється і швидкість точки С контакту коліс 4 і 5. Проведемо з точки С горизонтальну пряму до пересічення з лінією О₁Е в точці F. Закон розподілення швидкостей по колесу 5 є прямою, що з’єднує точки F і О₅.

Характеристики

Список файлов курсовой работы