27




Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

государственный технический университет им. Н.Э.Баумана





Факультет "Робототехники и комплексной автоматизации"

Кафедра "Теории механизмов и машин"







РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту на тему:


"Проектирование и исследование механизмов

буровой установки"










Студент ________________ (Пузаков А.) Группа М10-52

Руководитель проекта _______________(Плужников Б.И.)







Москва - 1997г








РЕФЕРАТ



Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту "Проектирование и исследование механизмов буровой установки" содержит 32 страницы машинописного текста, 11 рисунков, 7 таблиц.


В расчетно-пояснительной записке приведено: проектирование основного механизма двигателя, определение закона движения звена приведения, расчет дополнительной маховой массы, кинетостатический силовой расчет основного рычажного механизма, проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи, проектирование однорядного планетарного механизма, проектирование кулачкового механизма.

































ОГЛАВЛЕНИЕ стр.


1. Определение закона движения механизма 5

1.1. Постановка задачи 5

1.2. Синтез основного механизма 5

1.2.1. Исходные данные 5

1.2.2. Определение размеров механизма 5

1.3. Определение кинематических передаточных функций 6

1.4. Построение диаграммы силы сопротивления 7

1.5. Построение диаграммы приведенных моментов 8

1.6. Построение диаграмм работы сил сопротивления,

движущей силы и суммарной работы 9

1.7. Построение диаграммы приведенных моментов

инерции 11

1.8. Построение диаграмм кинетических энергий 12

1.9. Определение необходимого момента инерции ма-

ховых масс первой группы 14

1.10. Определение момента инерции дополнительной

маховой массы 14

1.11. Построение приближенной диаграммы угловой

скорости 14

1.12. Определение размеров маховика 15


2. Силовой расчет механизма 16

2.1. Исходные данные для силового расчета механизма 16

2.2. Построение планов скоростей и ускорений 17

2.2.1. Построение плана скоростей 17

2.2.2. Построение плана ускорений 17

2.3. Определение главных векторов и главных

моментов сил инерции 19

2.4.Кинетостатический силовой расчет механизма 19

2.4.1. Группа звеньев 2-3 19

2.4.2. Звено 1 20


3. Проектирование цилиндрической эвольвентной

зубчатой передачи и планетарного редуктора 22

3.1. Проектирование зубчатой передачи 22

3.1.1. Исходные данные для проектирования 22

3.1.2. Геометрический расчет зацепления 22

3.1.3. Выбор коэффициентов смещения 24

3.2. Проектирование планетарного редуктора 26

3.2.1. Исходные данные 26

3.2.2. Условия подбора чисел зубьев 26

3.2.3. Подбор чисел зубьев 27

4. Проектирование кулачкового механизма 28

4.1. Исходные данные для проектирования 28

  1. Построение кинематических диаграмм 28


4.3.Определение основных размеров кулачкового

механизма 29

4.4.Построение центрового и конструктивного

профилей кулачка 29

4.5.Построение диаграммы углов давления 30


Заключение 31

Литература 32


Приложения:

Приложение 1. Техническое задание на проектирование

Приложение 2. Распечатка расчета передаточных функций

Приложение 3. Распечатка силового расчета по программе DIADA

Приложение 4. Распечатка силового расчета по программе PR1

Приложение 5. Распечатка расчета геометрии зубчатой передачи




































1. Определение закона движения механизма.


1.1. Постановка задачи: Для заданного механизма одноцилиндрового дизеля буровой установки при известных массах и моментах инерции звеньев и заданном законе изменения давления в цилиндре определить закон движения и дополнительную маховую массу, которая обеспечивает движение механизма с заданным коэффициентом неравномерности.

Д опущения: звенья механизма абсолютно жесткие, кинематические пары идеальные, при заданном коэффициенте неравномерности можно принять 1 1ср.

1.2. Синтез основного механизма

1.2.1. Исходные данные

Средняя скорость поршня VCср,м/с 4.2

Число оборотов коленчатого вала n1ср , об/мин 525

Отношение длины шатуна 2 к длине

кривошипа 1 2 = lBC/lAB , - 4.4

Положение центра масс звена 2 S = lBS2/lBC , - 0.32



1.2.2. Определение размеров механизма


Определение длины кривошипа lAB


lAB = 60VCср/(4n1ср) = 4.2*60/(4*525)= 0.12 м.


Определение хода поршня


HС= 2 lAB = 2 * 0.12 = 0.24 м.


Определение длины звена 2


lBC = 2 lAB = 4.4*0.12 = 0.528 м.


Определение положения центра масс звена 2


l BS2 = S lBC = 0.32*0.528 = 0.169 м.


Вычерчиваем на листе кинематическую схему основного рычажного механизма в произвольном положении в масштабе

l = 500 мм/м.

Определяем предельные ("мертвые") положения механизма и вычерчиваем план механизма в этих положениях. Угол поворота начального звена 1 разбиваем на 12 равных интервалов по 30 градусов и в направлении угловой скорости проставляем номера позиций. Отсчет угла поворота 1 производим от положения кривошипа соответствующего верхней мертвой точке - 10 = 90 град.






1.3. Определение кинематических передаточных функций

Для выбранных 13 положений начального звена механизма по векторному уравнению

_ _ _

VC = VB + VCB ;


с использованием пропорции


CB/BS2 = cb/bs 2;


строим планы возможных скоростей. По отрезкам этих планов определяем кинематические передаточные функции, необходимые для определения характеристик динамической модели механизма - приведенного суммарного момента и приведенного момента инерции. Для исследуемого механизма передаточные функции определяются по следующим зависимостям:



VqC = (p vc/p vb)l AB; VqS2= pvs2/pvbl AB;


u21 = (bc/pvb)*(lAB/lBC).



Результаты расчета передаточных функций приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1

поз.

0, 12

1

2

3

4

5

1

град

0, 360

30

60

90

120

150

VqC

м

0

-0,072

-0,116

-0,120

-0,092

-0,048

VqS2

м

0,082

0,095

0,115

0,120

0,108

0,090

u21

-

-0,227

-0,198

-0,116

0

0,116

0,198



поз.

6

7

8

9

10

11

1

град

180

210

240

270

300

330

VqC

м

0

0,048

0,092

0,120

0,116

0,072

VqS2

м

0,082

0,090

0,108

0,120

0,115

0,095

u21

-

0,227

0,198

0,116

0

-0,116

-0,198



Рис. 1.1

По данным приведенным в этой таблице строим на листе диаграммы передаточных функций для центров масс звеньев в масштабе


Vq = 50 мм/м;


и диаграммы передаточных отношений для звеньев, совершающих плоское или вращательное движение


u = 10 мм/-.


1.4. Построение диаграммы движущей силы.

Индикаторную диаграмму строим по заданным значениям давления в цилиндре двигателя. Отрезок хода поршня НC i на листе делим на 10 итервалов. В каждой точке деления строим ординату диаграммы, задавшись предварительно (при pi /pmax = 1) максимальной ординатой ypmax = 132 мм. Тогда текущее значение ординаты


ypi= ypmax ( pi/pmax ),


где pmax= 44 кГ/см2 = 4.4 МПа.


Масштаб индикаторной диаграммы


p = ypmax /pmax = 88/4.4 = 20 мм/МПа


Площадь поршня


Sп = dп2 /4 = 3.14* 0.192 / 4 = 0.02835 м2.


При построении графика силы, действующая на поршень, ординат этого графика принимаем равными ординатам индикаторной диаграммы. Тогда масштаб силы


F = p/Sп, = 20/0.02835 = 705 мм/МН = 0.705 мм/кН.


1.5. Построение диаграммы приведенных моментов

Учитывая, что механизм обладает одной степенью подвижности, можно упростить определение закона его движения. Для этого произведем замену механизма его динамической моделью. Характеристиками динамической модели являются: приведенный момент Mпр и приведенный момент инерции I пр.

Для исследуемого механизма приведенный суммарной момент состоит из двух составляющих: движущей силы и момента сил сопротивления


Mпр = Mпрд + Mпрс .


Приведенный момент движущей силы определяется в каждом из 13 положений механизма по формуле

_ _

Mпрд = F дi VqСi cos (F дi , VqСi ),


где F дi - значение движущей силы,


F дi = yFдi / F , кН,

где

yFдi - ордината силы сопротивления,

F - масштаб диаграммы сил.

VqСi - значение передаточной функции в рассматриваемом положении механизма,

_ _

(F дi , VqСi ) - угол между вектором силы и вектором скорости точки ее приложения.


Результаты расчета сводим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2.

поз.

0, 12

1

2

3

4

5

1

град

0, 360

30

60

90

120

150

VqC

м

0

-0,072

-0,116

-0,120

-0,092

-0,048

F дi

кН

107,7

82,2

28,84

14,17

8,5

2,835

Mпрд

кН м

0

5,92

3,46

1,644

0,783

0,136

Продолжение таблицы 1.2.

поз.

6

7

8

9

10

11

1

град

180

210

240

270

300

330

VqC

м

0

0,048

0,092

0,120

0,116

0,072

F дi

кН

0

0

0

-2,126

-8,5

-28,35

Mпрд

кН м

0

0

0

-0,255

-0,986

-2,04



Рис. 1.2



Рис. 1.3


Для определения ординат диаграммы приведенных моментов зададимся масштабом

M = 13.34 мм/кН.м.

Масштаб диаграммы по оси абсцисс определяем по формуле

= b / 2 = 180 / 6.28 = 28.65 мм/рад.,

приняв базу диаграммы b = 180 мм.


1.6. Построение диаграмм работы сил сопротивления, движущей силы и суммарной работы.


Диаграмму работы движущей силы получим интегрируя диаграмму ее приведенного момента


2

Ад = M пр д d 1 .

Интегрирование проведем графическим методом, приняв при этом отрезок интегрирования равным


k1 = 57.2 мм.


Тогда масштаб полученной диаграммы работы движущей силы будет равен


А = М  / k1 = 13.34* 28.6 / 57.2 = 6.67 мм/кДж.



Рис.1.4



Рис. 1.5

Из условия установившегося движения Aсц = Aдц. Так как среднеинтегральная величина момента сопротивления за цикл является величиной постоянной М прс= const, то диаграмму работы движущего момента можно получить следующим образом: в конце цикла отложим ординату yАд = -yАс и соединим полученную точку с началом координат прямой. Графически суммируя диаграмму работы движущей силы с диаграммой работы момента сопротивления получим диаграмму суммарной работы.

Для построения диаграммы среднеинтегрального момента сопротивления Мпрсср = f(1) продифференцируем диаграмму его работы. Из конца отрезка интегрирования k1 проводим прямую параллельную прямой диаграммы работы момента сопротивления до ее пересечения с осью ординат y и через точку пересечения проведем прямую параллельную оси абсцисс. Диаграмму суммарного приведенного момента получим из диаграммы приведенного момента движущей силы сместив ось абсцисс вверх на величину yМпрсср .


1.7. Построение диаграммы приведенных моментов инерции.


Инерционные характеристики звеньев механизма в его динамической модели представлены суммарным приведенным моментом инерции. При расчете эту характеристику динамической модели представим в виде суммы двух составляющих переменной Ivпр = I IIпр и постоянной Icпр = IIпр. Первая определяется массами и моментами инерции звеньев, передаточные функции которых постоянны, вторые - массами и моментами инерции звеньев передаточные функции которых переменны.

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


Ivпр = I IIпр = Iпр + Iпр+ I3пр,


где

Iпр = m 2 VqS22, Iпр = IS2 u212, I3пр= m3 V2,






Результаты расчета сведем в таблицу 1.3.

Таблица 1.3.


поз.

0, 12

1

2

3

4

5

1

град

0, 360

30

60

90

120

150

VqS2

м

0,082

0.095

0,115

0,12

0,108

0,09

Iпр

кгм2

0,120

0,163

0,239

0,259

0,21

0,146

u21

-

-0,227

-0,198

-0,116

0

0,116

0,198

Iпр


кгм2

0,046

0,035

0,012

0

0,012

0,035

V

м

0

-0,072

-0,116

-0,120

-0,092

-0,048

I3пр

кгм2

0

0,14

0,364

0,39

0,228

0,062

I IIпр

кгм2

0,166

0,338

0,615

0,649

0,45

0,243




Продолжение таблицы 1.3.


поз.

6

7

8

9

10

11

1

град

180

210

240

270

300

330

VqS2

м

0,082

0,09

0,108

0,12

0,115

0,095

Iпр

кгм2

0,12

0,146

0,21

0,259

0,239

0,163

u21

-

0,227

0,198

0,116

0

-0,116

-0,198

Iпр


кгм2

0,046

0,035

0,012

0

0,012

0,035

V

м

0

0,048

0,092

0,12

0,116

0,072

I3пр

кгм2

0

0,062

0,228

0,39

0,364

0,14

I IIпр

кгм2

0,166

0,243

0,45

0,649

0,615

0,338


Рис. 1.6


Диаграмму приведенных моментов инерции второй группы звеньев строим в масштабе

I = 267,3 мм/кгм2.


1.8. Построение диаграмм кинетических энергий.


Диаграммы кинетических энергий для первой и второй групп звеньев получает на основании теоремы об изменении кинетической энергии системы

Т = Т - Тнач, A = Т I + Т II .


График кинетической энергии второй группы звеньев получим из зависимости

Т II = III пр1ср2 /2,


принимая, что 1 = 1ср . Тогда диаграмма приведенного момента инерции


второй группы звеньев в масштабе рассчитанном по формуле

T = 2 I /1ср2 = 2 267.3/(54.978)2 = 0.1768 мм/Дж,

соответствует диаграмме кинетической энергии ТII .


График кинетической энергии первой группы звеньев приближенно строим по уравнению

ТI = Т - ТII .


В каждом положении механизма из ординат кривой A = f (1) вычитаем ординаты yTII и получаем ординаты искомой диаграммы TI = f (1). Для этого необходимо ординаты диаграммы TII = f (1) из масштаба T перевести в масштаб A = 13.34 мм/кДж по формуле

yTII* = yTII A/ T .


Результаты пересчета ординат сведены в таблицу 1.5.

Таблица 1.5.

поз.

0, 12

1

2

3

4

5

1

град

0, 360

30

60

90

120

150

yTII

мм

44,6

90,7

165

174

121

66

yTII*

мм

3,36

6,84

12,45

13,13

9,13

5


Продолжение таблицы 1.5.

поз.

6

7

8

9

10

11

1

град

180

210

240

270

300

330

yTII

мм

44,6

66

121

174

165

90,7

yTII*

мм

3,36

5

9,13

13,13

12,45

6,84




Рис.1.7


1.9. Определение необходимого момента инерции маховых масс первой группы

Максимальное изменение кинетической энергии звеньев первой группы за цикл определяем по диаграмме


TImax = (y TImax)/ A = 63/13.34= 4.723 кДж.


Тогда необходимый момент инерции маховых масс первой группы звеньев, обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности, равен


IIпр = TImax /(1ср2 []) = 4723110 / (54.978)2 = 171.88 кгм2.


1.10. Определение момента инерции дополнительной маховой массы.

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


Iдоп = IIпр - I10 = 171.88-2.03 = 169.85 кг м2,


где

I10 = 2.03 кг м2 -момент инерции коленчатого вала .



1.11. Построение приближенной диаграммы угловой скорости

Если считать, что 1 = 1ср , то


TI = IIпр 1ср 1,


то есть диаграмма изменения кинетической энергии первой группы звеньев TI = f (1) в другом масштабе соответствует диаграмме изменения угловой скорости 1 = f (1)


= A IIпр 1ср = 0.01334 171.88 54.978 = 126.06 мм/радс-1.


Ордината средней угловой скорости ( для определения положения начала координат на диаграмме угловой скорости )


y1ср = 1ср = 54.978 126.6 = 6930 мм.

После определения положения оси абсцисс на диаграмме угловой скорости можно определить начальное значение угловой скорости


10 = y10 / = 6962/126.6 = 54.992 рад/с,


а по ней кинетическую энергию механизма в начальном положении


TI нач = IIпр 1ср2 /2 = 171.88(54.992)2/2 = 259.893 кДж.




1.12. Определение размеров маховика.

Принимаем конструктивное исполнение маховика - диск. Тогда его основные размеры и масса определятся по следующим зависимостям:

наружный диаметр

5 ______ 5 __________

D = 0.366 Iдоп = 0.366 169.85 = 1.022 м,


ширина

b = 0.2*D = 0.2 1.022 = 0.204 м,

масса

m = 1230* D 3 = 1230*(1.022)3= 1313 кг,

где

плотность материала маховика

= 7.8 кг/дм3 ,

коэффициент ширины

b = 0.2 .






































2. Силовой расчет механизма


2.1. Исходные данные для силового расчета механизма


Угловая координата кривошипа для силового расчета


1 = 60 град.


Моменты инерции звеньев механизма


IIпр = 171.88 кг м2, III1пр = 0.61 кг м2 .


Массы звеньев механизма


m1 = 1313 кг, m2 = 18 кг,


m3 = 27.1 кг.



В заданном положении механизма:


угловая скорость


12 = y12/ = 6941.5 /126.06 = 55.065 рад/с,

угловое ускорение


12 = Mпр1/Iпр1 - (112 d Iпр/d1) /(2 * Iпр1),


где

Mпр2 = 2783 Нм - приведенный суммарный момент,


Iпр2 = 172.49 кг м2 - приведенный момент инерции,


dIпр2 / d1 = 0.48 кг м2/ рад - производная приведенного момента инерции.


11 = 2783/172.49 -((55.065) 2 (0.48))/(2 172.49) =


= 16.13 - 4.22 = 11.91 рад/с2;


движущая сила, действующая на поршень


Fд2 = 28.84 кН.






2.2. Построение планов скоростей и ускорений


2.2.1. Построение плана скоростей


Линейную скорость точки B звена 1 определяем по формулам для вращательного движения


VB = 12 lBA= 55.065 0.12 = 6.6 м/с,


На плане скорость VB изображается отрезком pvb. Зададимся величиной этого отрезка

pvb = 132 мм ,

и определим масштаб плана скоростей


v = pvb/VB = 132/6.6 = 20 мм/м с-1.


Для определения скорости точки C звена 2 составим векторное уравнение плоского движения

_ _ _

VC = VB + VCB ,


из графического решения этого уравнения определим величины скоростей

VC = pvc/ v = 130/20 = 6.5 м/с,

VCB = cb/ v = 66/20 = 3.3 м/с.


Скорость центра масс звена 2 определяем пропорциональным делением отрезков плана скоростей


cb/bs2 = CB/BS2, bs2 = (BS2/CB)*cb = 21.5 мм,


VS2 = pvs2/v = 128/20 = 6.4 м/с.


Угловую скорость звена 2 определяем по следующей формуле


2 = VCB / lCB = 3.3/0.528 = 6.25 рад/с.



2.2.2. Построение плана ускорений


Ускорение точки B звена 1 определяем по формулам вращательного движения

_ _ _

aA = anA + atA ,


где

anA - нормальная составляющая ускорения,


anA = 12 lAB = (55.065)2 0.12 = 364 м/с2,


atA - тангенциальная составляющая,


atA = 1 lAB = 11.91 0.12 = 1.43 м/с2.


Задаемся величиной отрезка panb' изображающего на плане ускорений нормальную составляющую


panb''= 145.6 мм,


и определяем масштаб плана ускорений


a = panb''/ anA = 145.6/364 = 0.4 мм/мс-2.


Ускорение точки C звена 2 определяется решением векторного уравнения

_ _ _ _

aC = aB + anCB + atCB ,


anCB - нормальное ускорение точки С в относительном вращении вокруг точки B

anCB = 22 lCB = (6.25)2 0.528 = 20.625 м/с2,


Тангенциальные составляющие ускорений определим из плана ускорений


atCB = n'c'/ a = 127/0.4 = 317.5 м/с2,


aC = pac'/ a = 56/0.4 = 140 м/с2.


Ускорение центра масс звена 2 определим методом пропорционального деления отрезков плана ускорений


b's2'/b'c' = BS2/BC, b's2' = (BS2/BC) b'c' = 41 мм,


aS2 = pas2'/ a = 109/0.4 = 272.5 м/с2 .


По величине тангенциальной составляющей находим угловое ускорение звена 2


2 = atCB /lCB = 317.5/0.528 = 601.3 рад/с2 .







2.3. Определение главных векторов и главных моментов сил инерции


Главные вектора сил инерции


Fи2 = m2 aS2 = 18 272.5 = 4905 H,

Fи3 = m3 aC = 27.1 140 = 3794 H .

Главные моменты сил инерции

звено 1


Mи1= I10 1 = 171.88 11.91 = 2047 Нм,


звено 2


Mи2= IS2 2 = 0.9 601.3 = 541.2 Нм .

2.4.Кинетостатический силовой расчет механизма


2.4.1. Группа звеньев 2-3


Звено 3

Сумма моментов относительно точки С


MC (3) = 0, M30 = 0 H м .


Группа звеньев 2-3


Сумма моментов относительно точки B


MB (3-2) = 0, - F30 hBF30 + (Fд + G3 - Fи3) hBFд + Mи2 + G2 hВG2 - - Fи2 hBFи2 = 0,


где


hBF30 = 0.52 м, hBFи2 = 0.15 м, hВG2 = 0.034 м, hBFд= 0.102 м.


F30 =[( 28840 + 271 - 3794) 0.102 + 180 0.034 +541.2 - 4905 0.15]) / / 0.52 = (2582 + 6.12 + 541.2 - 735.75) / 0.52 = 2393.57 / 0.52 = 4603 Н.


Векторное уравнение сил

_ _ _ _ _ _ _ _

F (3-2) = 0, G3 + Fи3 + Fд +F43 + G2 + Fи2 + F21 = 0 .

??

Из графического решения векторного уравнения при масштабе F = 0.01 мм/Н получим


F21 =240/0.01 = 24 000 Н.





Звено 3

Векторное уравнение сил

_ _ _ _ _ _

F (3) = 0, G3 + Fи3 + Fд + F30 + F32 = 0 .

??


Из графического решения векторного уравнения при масштабе F = 0.01 мм/Н получим


F32 = 256/0.01 = 25 600 Н.



2.4.2. Звено 1

Векторное уравнение сил


_ _ _ _

F (1) = 0, G1 + F10 + F12 = 0 .

??

Из графического решения векторного уравнения при масштабе F = 0.005 мм/Н получим


F10 = 183/0.005 = 36 600 Н .


Сумма моментов относительно точки A


MA (1) = 0, - F12 hAF12 + Mи1 + Mc = 0,

?

где

hAF12 = 0.118 м,


Mc = F12 hAF12 - Mи1 = 240000.118 - 2047 = 2832 - 2047 =


= 785 H м.


Сравнивая величину движущего момента, определенного в силовом расчете, со средним движущим моментом, найденным на первом листе, проведем оценку точности


Mc = (abs(Mc(2) - Mcср(1)) / Mcср(1)) 100% ,




где

Mc - погрешность момента сопротивления, определенного на втором, листе по отношению к среднему моменту сопротивления, определенному на втором листе;

Mc(2) - момент сопротивления, определенный на втором листе;

Mcср(1) - средний момент сопротивления, определенный на первом листе.



Mc = (abs (785 - 787)/787) 100% = 0.25 %.














































3. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного редуктора


3.1. Проектирование зубчатой передачи


3.1.1. Исходные данные для проектирования

Модуль зацепления m = 8 мм;

Угол наклона линии зуба = 0 град.;

Передаточное отношение u12 = 1.6 ;

Межосевое расстояние aw = 148 мм ;

Параметры исходного контура по ГОСТ 13755 - 81:

угол профиля = 20 град.,

коэффициент высоты зуба ha* = 1,

коэффициент радиального зазора c* = .25 .


3.1.2. Геометрический расчет зацепления


Расчет геометрии зацепления проводим на ЭЦВМ по программе ZUB.EXE. Так как эта программа не предназначена для расчета зубчатой передачи при вписывании в заданное межосевое расстояние, то вначале определим числа зубьев колес


Z1 = int {2aw / [( u12 + 1 ) m]} = int [2148 / (2.68)] = 14,


Z2 = int (z1 u12) = int (14 1.6) = 22.


Затем проводим расчет по программе ZUB.EXE и из полученного массива данных выбираем сочетание коэффициентов смещения, обеспечивающее наилучшее приближение к заданному межосевому расстоянию. Так как при этом сочетании чисел зубьев не получается требуемый результат, уменьшим число зубьев первого колеса и примем Z1 = 13. Результаты расчета для X2 = 0.5 при варьировании коэффициента смещения X1 в пределах от 0 до 1.4 с шагом 0.1 приведены в приложении 5.

В программе ZUB.EXE расчет геометрических размеров зубчатых колес и параметров зацепления проводится по следующим зависимостям:

1. Радиусы делительных окружностей


r 1,2 = m Z1,2 / 2;


2. Радиусы основных окружностей


r b1,2 = r 1,2 cos ;


3. Минимальные коэффициенты смещения


X min1,2 = ha* ( Z min - Z 1,2 )/ Z min,


где

Z min = 2 ha* / ( sin )2;


4. Угол зацепления


invw = inv + 2 (X1+X2) tg/(Z1+Z2);


5. Коэффициент воспринимаемого смещения


y = (Z1+Z2) (cos/cosw - 1 );


6. Коэффициент уравнительного смещения


y = (X1+X2) - y;


7. Радиусы начальных окружностей


r w1,2 = mZ1,2 cos /(2 cos w ) ;


8. Межосевое расстояние


a w = r w1 + rw2;


9. Радиусы окружностей вершин


r a1,2 = m (Z 1,2/2 + ha* + X 1,2 -y );


10. Радиусы окружностей впадин


r 1,2 = m (Z 1,2/2 - ha* - c* + X 1,2);


11. Высота зубьев колес


h = h1 = h2 = m( 2ha* + c* - y);


12. Толщины зубьев по дугам делительных окружностей


s 1,2 = m(/2 + 2X 1,2tg);


13. Толщины зубьев по дугам окружностей вершин


s1,2 = mcos(/2 +2X1,2tg - Z1,2 (inv - inv a1,2) )/cos a1,2 ),


где

a1,2 = arccos (d b1,2/d a1,2).


Качественные показатели зубчатой передачи


  1. Коэффициенты скольжения


1= Z2(tg a2 - tgw) (1+Z1/Z2)/((Z1+Z2) tgw) - Z2 tg a2 );


2 = Z1(tg a2 - tgw) (1+Z1/Z2)/((Z1+Z2) tgw) - Z1 tg a2 );


2. Коэффициент удельного давления


p = m(u12+1)22(Z1+Z2)/(awsinwu12 Z1Z2 tgw cos );


3. Коэффициент торцевого перекрытия


= (Z1 ( tg a2 - tgw ) - Z2 ( tg a2 - tgw )/2.



3.1.3. Выбор коэффициентов смещения


По данным распечатки на листе строятся графики зависимостей качественных показателей и относительных толщин зубьев по окружностям вершин от коэффициента смещения X1. На эти графики наносятся линии ограничений на величину коэффициента X1:


1. по подрезу зубьев колеса Z1


X1  Xmin1 ;


2. по заострению зубьев


X1  X 1max sa


где X 1max sa - координата X1 соответствующая пересечению кривой sa1/m = f(X1) с прямой [sa1/m] = 0.2, где [sa] = 0.2m определено в предположении, что зубчатые колеса при термообработке подвергаются нормализации;

В нашем случае кривая sa1/m = f(X1) и прямая [sa] = 0.2m в исследованном диапазоне изменения X1 не пересекаются .


3. по допустимому торцевому перекрытию

X1  X 1max

X 1max определяется по условию = [], где [] = 1.05 допустимая величина коэффициента торцевого перекрытия для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, X 1max - координата X1 соответствующая пересечению кривой = f(X1) с прямой [] = 1.05. Графическое решение X 1max = 0.97 .

Таким образом выбор коэффициента смещения X1 , с учетом вышеописанных ограничений, можно проводить в пределах

0.24 < X1 < 0.97 .

Так как задано межосевое расстояние, то выбирается коэффициент смещения, который обеспечивает наилучшее приближение к заданному значению aw . Задано aw = 148 мм , при X1 = 0.7 и X2 = 0.5 величина aw = 138.104 мм. Такое расхождение в величинах межосевого расстояния вполне допустимою Поэтому выбираем коэффициенты смещения


X1 = 0.7 и X2 = 0.5 ,


которые удовлетворяют всем указанным ограничениям.

По результатам расчета на ЭВМ для выбранных коэффициентов смещения строим схему зацепления колес Z1 и Z2 в масштабе


l = 4000 мм/м.


Профиль зуба колеса Z1 получаем методом обращенного движения производящей рейки относительно неподвижного колеса Z1.

Рис. 3.1

[] =1.05

X1min Рис. 3.2 X1maxea [sa/m]=0.2







3.2. Проектирование планетарного редуктора


Проектирование планетарного редуктора включает выбор схемы механизма и определение ее оптимальных параметров. В нашем случае схема редуктора задана, необходимо подобрать числа зубьев колес.


  1. Исходные данные


Схема редуктора - однорядный с одним внутренним зацеплением и с одним внешним зацеплением.

Передаточное число от вала колеса Z7 к валу водила h при остановленном Z9 u 7h(9) = 4.8 5%,

Число сателлитов k = 3.


3.2.2. Условия подбора чисел зубьев


1. Обеспечить заданное передаточное число с требуемой

точностью


u 7h(9) =(1+(Z 9/Z 7) (.95 ... 1.05).


2. Обеспечить соосность


Z 7 + Z 8 = Z 9 - Z 8 .


3. Обеспечить свободное размещение сателлитов на окружности r = aw ( условие соседства )


sin(/k) > (Z 8+2)/(Z 7+Z 8).


4. Обеспечить собираемость механизма ( условие сборки )


( u 7h(9) Z 7 /k) ( k p + 1 ) = B,


где В - произвольное целое число


5. Обеспечить отсутствие подрезания колес с внешними зубьями


Z внеш > 17.


6. Обеспечить отсутствие заклинивания во внутреннем зацеплении

Z колеса с внутренними зубьями > 85,

Z колеса с внешними зубьями > 20,

Zd > 8 - разность в числах зубьев колес.


7. Обеспечить минимальные габариты механизма.



3.2.3. Подбор чисел зубьев

Выбираем с учетом условий 5 и 6 число зубьев колеса 7


Z7 = 60.


По формуле передаточного отношения механизма рассчитываем число зубьев колеса 9


Z 9 = ( 1- u 7h (9) ) Z7 = ( 1 - 3.8 ) 60 = 168 .


Из условия соосности определяем число зубьев колеса 8


Z 8 = ( Z 9 - Z 7 )/2 = (168 - 60)/2 = 54 .


Числа зубьев редуктора


Z7 = 60, Z8 = 54, Z9 = 168.


Проверяем условие сборки


60 3.8 ( 3 p + 1 ) / 3 = целое при любом р,


то есть условие выполняется,

и условие соседства


sin /3 > ( 54+2 )/( 60 + 54 ),


  1. > 0.538,


условие тоже выполняется,

По подобранным числам зубьев строим схему редуктора и проводим ее графическое кинематическое исследование. По данным этого исследования проверяем полученное передаточное число


u7h (9) = 7/ h = AA'/AA" = 50/13 = 3.84 .














4. Проектирование кулачкового механизма


П остановка задачи: Определить размеры звеньев, центровой и конструктивный профили кулачка кулачкового механизма с учетом допустимого угла давления при заданной схеме механизма, законе движения толкателя и максимальном ходе толкателя.


4.1. Исходные данные для проектирования


Схема механизма - плоский кулачковый механизм с качающимся толкателем с силовым замыканием высшей пары;

Угол поворота толкателя в кулачковом механизме 2 = 14.325 град.

Длина толкателя lTC = 0.068 м ;

Ход толкателя hВ = lTC 2 = 0.017 м ;

Допустимый угол давления [ ] = 38 град.;

Фазовые углы: удаления = сближения;

Угол рабочего профиля р =  +  = 47 + 79 = 126 град.;

Фазовый угол удаления у равен фазовому углу сближения с


у = с = 63 град.


Угол дальнего выстоя дв = 0 град.

  1. Построение кинематических диаграмм

В качестве исходной кинематической диаграммы задана диаграмма второй передаточной функции


у с


р


Рис. 4.1.



Диаграммы ST = f ( 1 ) и VqT = f ( 1 ) получим, дважды проинтегрировав заданную диаграмму aqT = f ( 1 ) . Величина максимума первой передаточной функции VqTmax

hT = 0.5  у VqTmax VqTmax = 2 hT / у = 2 0.017/ 1.1 = 0.0309 м .


Для второй передаточной функции aqTmax определяется по формуле


VqTmax = 0.5 у aqTmax aqTmax = 2 VqTmax / у = 2 0.0309/1.1 = 0.0562 м.


Перемещения толкателя рассчитываются по формулам

на участке от 1 = 0 до у/2


ST = aqTmax 12 ;


на участке от 1 = у/2 до у


ST = aqTmax (- 0.5 12 + у 1 - 0.25 у2 ) ;


На участке от у до раб диаграмму перемещений строим используя симметрию. Результаты расчета ST по формулам сведены в таблицу 4.1.

Таблица 4.1.


1

град

0

10.5

21

31.5

42

52.5

63

1

град

126

115.5

105

94.5

84

73.5

63

ST

м

0

0.000945

0.0038

0.0085

0.0132

0.01605

0.017


На листе строятся диаграммы в следующих масштабах:

масштаб угла поворота кулачка ( по оси Х )

= b/р = 252 / 2.2 = 114.6 мм/рад,

масштаб перемещения толкателя

S = yhTmax/ hTmax = 85 / 0.017 = 5000 мм/м,

где yhTmax - ордината максимального перемещения толкателя ( ход толкателя ),

масштаб первой передаточной функции


Vq = 2500 мм/м,


масштаб второй передаточной функции


aq = 500 мм/м.






4.3.Определение основных размеров кулачкового механизма


По диаграммам ST = f ( 1 ) и VqT = f ( 1 ) в криволинейных координатах

( ось ординат выполняется на дуге окружности радиусом lCT ) строится диаграмма ST = f (VqT). При построении этой диаграммы необходимо масштабы по осям абсцисс и ординат принять равными. В нашем случае принимаем

Vq = S = 2500 мм/м.

С помощью диаграммы по допустимому углу давления определяем радиус начальной шайбы кулачка

rоmin = 78/2500 = 0.0312 м

и межосевое расстояние

a wrоmin = 168/2500 = 0.0672 м.

В нашем случае радиус ролика задан rр = 0.014 м. По условиям равномерности износа и контактной прочности радиус ролика по отношению к радиусу начальной шайбы кулачка должен удовлетворять условию rр /rоmin = 0.15 ...0.4. Величина rо определенная по этому соотношению

rо = 0.014/0.3 = 0.0466 м.

Соответствующая этому радиусу минимальная величина межосевого расстояния

a wrо = 174/2500 = 0.0696 м.


4.4. Построение центрового и конструктивного профилей кулачка.

Построение центрового профиля кулачка проводится в следующей последовательности:

  • выбирается масштаб построения l = 2500 мм/м,

  • из произвольного центра проводятся в масштабе окружности с радиусами r0 и awro,

  • из произвольной точки на окружности awro в направлении - 1 откладываeтся рабочий угол , угол делится на n интервалов, из каждой точки деления радиусом lTC проводятся дуги,

  • на этих дугах от точки пересечения с окружностью r0 откладываются в масштабе l соответствующие перемещения толкателя STi,

  • полученные точки соединяются плавной кривой , образуя центровой профиль кулачка,

  • проводятся из произвольных точек выбранных равномерно по центровому профилю кулачка дуги окружностей радиуса rр ,

  • конструктивный профиль кулачка получаем, как огибающую к множеству положений ролика толкателя.


4.5.Построение диаграммы углов давления


Для проверки правильности построения профиля кулачка строим диаграмму углов давления, определенных по центровому профилю кулачка. Угол определяем как острый угол между нормалью к профилю ( прямая соединяющая точку контакта с центром ролика ) и направлением перемещения толкателя. Данные для построения диаграммы углов давления приведены в таблице 4.2.



Таблица 4.2.


поз.

0, 12

1

2

3

4

5

1

рад

0

0.183

0.366

0.55

0.733

0.916

рад

4

17

28

38

33

26


поз.

6

7

8

9

10

11

1

град

1.1

1.283

1.466

1.65

1.833

2.016

рад

19

9

-4

-20

-15

-7

Рис. 4.2

Принимаем масштаб построения диаграммы углов давления на листе

= 1 мм/град.






















ЗАКЛЮЧЕНИЕ


В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:

1. Определен закон движения звена приведения механизма двигателя буровой установки и рассчитана дополнительная маховая масса Iдоп= 169.85 кг.м2, обеспечивающая заданный коэффициент неравномерности вращения [] = 1/110.

2. Для заданного положения механизма 1 = 60 проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и момент сил сопротивления, величина этого момента отличается от среднего момента сопротивления , определенного на первом листе на 0.25 %.

3. Спроектирована цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с заданными передаточным отношением u12 = 1.6 и межосевым расстоянием a w = 148 мм , с числами зубьев колес Z1=13 и Z2=22, коэффициентами смещения Х1 = 0.7 и Х2 = 0.5 и коэффициентом перекрытия = 1.143.

4. Спроектирован двухрядный планетарный редуктор с передаточным отношением u7h9 = 3.8 с числами зубьев колес


Z7 = 60, Z8 = 54, Z9 = 168.

5. Спроектирован кулачковый механизм с качающимся толкателем. Радиус начальной шайбы кулачка r0= 0.0466 м , при заданном радиусе ролика rр = 0.014 м и допустимом угле давления [] = 38 град. При этом минимальное межосевое расстояние a wro = 0,0696 мм.






























ЛИТЕРАТУРА


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

2. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов/Под ред. К.В. Фролова.-М.: Высш. шк., 1986. - 295 с.; ил.

3. Силовой расчет, уравновешивание, проектирование механизмов и механика манипуляторов: Учебное пособие / И.Н.Чернышева, А.К.Мусатов, Н.А.Глухов и др.; Под ред. А.К.Мусатова. -М.: Изд-во МГТУ, 1990. - 80 с., ил.

4. Тимофеев Г.А. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ: Учеб.пособие для курсового проектирования. - М.: Изд-во МГТУ, 1993. - 56 с., ил.

5. Учебное пособие для курсового проектирования по Теории механизмов. Часть 1./ Под ред. Архангельской Т.А., - М.: Изд-во МГТУ, 1985. - 68 с., ил.

6. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Проектирование кулачковых механизмов с использованием ЭВМ: Учеб. пособие для курсового проектирования. - М.: Изд-во МГТУ, 1982. - 48 с., ил.


















































Случайные файлы

Файл
16181.rtf
49325.rtf
99174.rtf
62377.rtf
65888.doc