Содержание.


Реферат………………………………………………………………………...…..2

1. Краткое описание работы механизма …………………………………..…….3

2.Проектирование основного механизма и определение законов его движения……………………………..……………………………………………5

2.1 Определение размеров механизма…………………………………..………5

2.2 Определение сил, действующих на механизм…...………...…..…………...6

2.3 Построение графика суммарного приведённого момента сил………….....7

2.4 Построение графика суммарного приведённого момента инерции….........8

2.5 Определение уравнения движения механизма………………….…………11

3.Силовой расчет механизма….…….………………………………………….14

3.1.Исходные данные для силового расчета…………….…………………….14

3.2.Определение угловых скоростей……………………………………….. …14

3.3.Определение ускорений центров масс звеньев…….….………………..…14

3.4.Силовой расчет механизма……………………………………………….....15

3.5.Определение погрешности вычислений…………………………………...15

4. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма……….....16

4.1 Исходные данные……………………………………………...…………….16

4.2 Таблица идентификаторов результирующих величин…………………...16

4.3 Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи……….…………………………….18

4.4 Геометрический расчет передачи……………………………………...…19

4.5 Построение профиля зуба шестерни, изготавливаемой реечным инструментом…………………………………………………………………….21

4.6 Построение проектируемой зубчатой передачи……...………………...21

4.7 Проектирование планетарного редуктора……………………………….21

5.Расчет кулачкового механизма……………………………………………...24

5.1. Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования …………………………………………………………………24

5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма……………..25

5.3 Построение профиля кулачка……………………………………………...25

5.4. Построение графика угла давления………….……………………….....26












Реферат.


Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту “Проектирование и исследование механизмов мембранного насоса” содержит 26 страниц машинописного текста, 13 таблиц.

В расчетно-пояснительной записке проведено проектирование основного механизма мембранного насоса, исследовано его движение, проведен кинематический и силовой расчёт основного механизма , спроектирован кулачковый механизм с роликовым толкателем, спроектирована цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача, спроектирован планетарный редуктор с заданным передаточным отношением.





































1. Краткое описание работы механизма.


Мембранный насос предназначен для откачки жидкости с небольших глубин. Мембрана 14 насоса приводится в действие от электродвигателя 1 через зубчатую передачу 2-3, планетарный редуктор 4-5-6-7-8 и шестизвенный рычажно-ползунный механизм 9-10-11-12-13.

Характер изменения давления в цилиндре насоса представлен индикаторной диаграммой. Приведенный момент двигателя при запуске можно принять постоянным. Для смазки подвижных соединений механизма используется плунжерный насос с кулачковым приводом 15-16. Закон изменения ускорения толкателя 10 в пределах угла поворота кулачка 15 представлен на рисунке.

Примечания: 1. Шестизвенный механизм проектируется по заданным коэффициенту изменения скорости штока 13, углам размаха и , длинам звеньев , и размерам a и b.

2. Давление всасывания принять равным атмосферному.

3. Запуск установки осуществляется с позиции кривошипа A1 при =0.

4. Центры масс звеньев расположены: для звена 9 – в точке О; для звена 11 – в точке С; для звеньев 10 и 12 – посередине их длин.

5. Геометрический расчет зубчатой передачи произвести для зубчатых колес 2-3.




Исходные данные

Таблица1

Наименование параметров

Обозначение

Размерность

Числовое значение

1

2

3

6

7

1

Коэффициент изменения средней скорости штока 13

1,2

2

Углы крайних положений звена BD

град

70

град

110

3

Расстояние

a

м

0,09

4

Расстояние

b

м

0,08

5

Длина коромысла BC

м

0,34

6

Длина звена CD

м

0,10

7

Длина звена DE

м

0,25

8

Скорость вращения электромотора

1/с

24

9

Скорость вращения кривошипа при установившемся движении

1/с

1

10

Масса кривошипного вала с маховиком

кг

10

11

Масса шатуна

кг

6

12

Масса звена BD

кг

9

13

Масса звена DE

кг

6

14

Масса мембраны 14 со штоком 13

кг

3

15

Моменты инерции вала 9 с маховиком

кг·м

0,19620

16

Моменты инерции относительно центров масс


Звена AB

кг·м

0,39240

Звена BD

кг·м

0,09810

Звена DE

кг·м

0,02943

17

Маховой момент инерции ротора электродвигателя

кг·м

0,3

18

Сумма моментов инерции планетарного редуктора и колес 2,3, присоединенных к валу 9

кг·м

1,91295

19

Давление в цилиндре (при нагнетании)

Па

9,81·104

20

Диаметр цилиндра

D

м

0,25

21

Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме

град

30

22

Угловая координата для силового расчета

град

10

23

Ход толкателя кулачкового механизма

h

м

0,08

24

Число оборотов кулачка

1/с

2

25

Угол рабочего профиля кулачка

град

140

26

Модули колес 2, 3

m

м

0,008

27

Число зубьев колес 2, 3

11/21

28

Число сателлитов в редукторе

K

3

29

Движущий момент электродвигателя, приведенный к валу 9

Н·м

250

2.Проектирование основного механизма и определение законов его движения.


Постановка задачи:

  1. Определение основных размеров звеньев механизма по заданным условиям.

  2. Определение закона движения механизма при неустановившемся режиме (построение диаграмм изменения угловой скорости и углового ускорения звена приведения за время работы механизма).

  3. Построение диаграммы времени движения.


2.1 Определение размеров механизма.

Проектирование кривошипно-коромыслового механизма провели по известному коэффициенту изменения средней скорости выходного звена. Все необходимые данные для проектирования представлены в таблице 2:

Таблица 2

Длина коромысла

м

0,34

Координаты коромысла в крайних положениях

град

γ1­=70

γ 2­=110

Расстояние a

м

0,09

Коэффициент изменения средней скорости штока KV

-

1,2


Кривошип вращается равномерно, то есть ω=const.Из разности γ 1- γ 2=β определили угловой ход (угол качания коромысла) звена 11. За время прямого хода кривошип повернётся на угол (180+θ), а за время обратного хода на угол (180-θ), где угол θ равен углу BOB”.

Следовательно

Откуда нашли выражение для θ:

Дальнейшее решение основано на теореме геометрии, согласно которой вписанный в дугу окружности угол равен половине центрального угла, опирающегося на ту же дугу. Для этого построили равнобедренный треугольник BRB”, в котором угол BRB”=2θ

Окружность с радиусом r=lCB является геометрическим местом искомого центра вращения кривошипа, поскольку в любой точке этой окружности вписанный угол BAB” равен половине центрального угла. Следовательно, угол BOB”=θ. Точка O определили как точку пересечения окружности радиуса r и вертикальной прямой, проведённой на расстоянии a=0.09 м от оси вращения коромысла.

Размеры звеньев 9 и 10 находим по формулам:

(2.1.3) l9=0.0984 м

(2.1.4) l10=0.4463 м

На листе 1 вычертили схему механизма, приняв масштаб чертежа μl=250мм/м. Дополнительные данные для построения чертежа механизма занесены в таблицу 3:

Таблица 3

Длина звена

м

0,10

Длина звена

м

0,25

Расстояние b

м

0,08


2.2 Определение сил, действующих на механизм.


Закон движения механизма определили характером сил и моментов, приложенных к его звеньям. Все внешние силы, действующие на машину, поделили на движущие силы(моменты) FДВДВ) представленные движущим моментом двигателя, силы(моменты) сопротивления FС С), представленные силой сопротивления, приложенной к мембране насоса и силы тяжести звеньев, которые, так же как и движущий момент двигателя, который в первом приближении можно считать постоянным, считаются известными и описаны в таблице 1.

Запуск механизма осуществили из положения, соответствующего положению кривошипа OA1. Силу сопротивления, действующую на мембрану насоса, определили из индикаторной диаграммы характера изменения давления в цилиндре насоса

Для расчёта силы сопротивления разбили окружность, описываемую точкой A кривошипа 9 на 13 положений, включающие верхнюю (0) и нижнюю (А2) мёртвые точки, характеризующиеся перепадом давления в цилиндре насоса и силы, действующей на мембрану. Дуга окружности, содержащая точки 0,1,2,3,4,5,А2 соответствует процессу всасывания, на этом участке давление в цилиндре равно атмосферному. Дуга, содержащая точки А2,6,7,8,9,10,11,0 соответствует процессу нагнетания, на этом участке давление в цилиндре насоса больше атмосферного и равно 19,62·104 Па. Силу, действующую на мембрану, определили по формуле:

F=P·SП (2.2.1)

где –площадь поршня (мембраны) и при d=0.25м Sп=0,049 м2

Результаты расчётов представлены в таблице 4:


Таблица 4

Положение кривошипа

Давление в цилиндре насоса, Па

Сила сопротивления, Н

Аналог скорости

выходного

звена

Приведенный

момент сил сопротивления,

,

Суммарный приведенный момент сил, ,

0

0

0

0,0000

0

250

1

0

0

0,0270

0

250

2

0

0

0,0424

0

250

3

0

0

0,0348

0

250

4

0

0

0,0192

0

250

5

0

0

0,0055

0

250

А2

98100

-4807

0,0000

0

250

6

98100

-4807

0,0062

-29,80

220,2

7

98100

-4807

0,0165

-79,32

170,68

8

98100

-4807

0,0255

-122,58

127,42

9

98100

-4807

0,0308

-148,06

101,94

10

98100

-4807

0,0298

-143,25

106,75

11

98100

-4807

0,0200

-96,37

153,63

А1

98100

-4807

0,0000

0

0

По результатам расчётов построили диаграмму сил в масштабе диаграммы давления, в которой максимальная ордината равна перемещению мембраны насоса. Так-же построили график аналогов скоростей выходного звена, которые получили из планов возможных скоростей для соответствующих положений механизма.


2.3 Построение графика суммарного приведённого момента сил.

Механизм представляет собой сложную систему звеньев, на­груженных различными силами и моментами. Чтобы упростить оп­ределение закона движения такой сложной системы, применили ме­тод приведения сил и масс, который позволяет заменить реальный механизм некоторой эквивалентной (расчетной) схемой - одномассовой динамической моделью механизма.

Для определения величины приведенного момента сил сопротивления звеньев , за­меняющего силу сопротивления , воспользовались формулой:

где VqE – передаточная функция механизма.

Из формулы для передаточной функции:

видно, что если принять ω9=1, то аналоги скоростей, являющиеся одним из результатов расчёта программы будут численно равны передаточной функции механизма. Результаты расчёта аналогов скоростей представлены в таблице 4.

Значение вычислили для каждого из 13 положений механизма. Величину силы сопротивления FС взяли из построенной ранее диаграммы. Знак момента сопротивления определили знаком силы сопротивления.

Построили график приведённого момента сопротивления.

Масштаб графика моментов выбрали произвольным, задаваясь целью получить необходимые ординаты максимума и минимума графика. Примем μМ=0,5 мм/Hм.

Здесь и далее все масштабы для построения графиков выбираются исходя из соображений, что максимальная и минимальная ординаты графиков должны быть доступны для непосредственного измерения, кроме случаев, когда значение колебания ординаты графика по всей его длине столь незначительно, что им можно пренебречь. В этом случае график изображается прямой линией либо не изображается совсем.

Далее на этом же графике, в этом же масштабе построили график движущего момента, который, в силу своего постоянства, выразится прямой линией MДВ=250 Hм.

Складывая последовательно ординаты графика движущего момента с ординатами графика приведённого момента сопротивления во всех 13 положениях механизма, получили график суммарного приведённого момента .

Приведенный момент , заменяющий силу тяжести G звеньев механизма не учитывался, так как его величина по сравнению с остальными моментами пренебрежимо мала.


2.4 Построение графика суммарного приведённого момента инерции.


В основу метода приведения масс положено условие равенст­ва кинетической энергии всех звеньев механизма и звена дина­мической модели. В этом случае закон движения последнего будет таким же, как и закон движения начального звена реального ме­ханизма.

Для определения приведенного момента инерции каждого звена механизма необходимо составить равенство кинетических энергий рассматриваемого звена и звена модели.

В зависимости от характера движения звена существуют сле­дующие варианты равенстве кинетических энергий:

1. При поступательном движении i-го звена механизма

,

откуда

2. При вращательном движении звена вокруг неподвижной оси K

,

откуда

3. При плоскопараллельном движении звена

откуда

где , - передаточные функции.

Суммарный приведенный момент инерции всего механизма ра­вен сумме приведенных моментов инерции всех его звеньев и за­висит от положения механизма:

зависит от отношения скоростей и может определять­ся без учета действительного закона движения звеньев.

Для звена 10 получили:





Таблица 5

Положение кривошипа

ab,мм

pa,мм

ps10,мм


0

30,9

30,9

15,45

0,03359

1

46,698

30,9

19,278

0,06616

2

39,825

30,9

31,217

0,09097

3

12,606

30,9

33,957

0,07333

4

13,07

30,9

25,915

0,04427

5

27,72

30,9

17,478

0,03393

А2

30,9

30,9

15,45

0,03359

6

32,376

30,9

15,515

0,03558

7

29,899

30,9

20,729

0,044

8

23,028

30,9

27,079

0,0552

9

13,66

30,9

31,2

0,06295

10

2,276

30,9

31,388

0,06004

11

12,247

30,9

26,089

0,04441

А1

30,9

30,9

15,45

0,03359


Для звена 11 получили:



Таблица 6

Положение кривошипа



0

0

0

1

0,07626

0,00748

2

0,17893

0,01755

3

0,12556

0,01232

4

0,04158

0,00408

5

0,00354

0,00035

А2

0

0

6

0,00445

0,00044

7

0,03085

0,00303

8

0,06815

0,00669

9

0,0952

0,00934

10

0,08928

0,00876

11

0,04223

0,00414

А1

0

0


Для звена 12 получили:





Таблица 7

Положение кривошипа

(pS4/pa)2

(de/pa)2

0

0

0

0

1

0,0756

0,00588

0,00442

2

0,1848

0,00127

0,01074

3

0,1268

0,00205

0,00738

4

0,0398

0,00313

0,00233

5

0,0033

0,00041

0,00019

А2

0

0

0

6

0,0041

0,00051

0,00024

7

0,0294

0,00235

0,00172

8

0,0683

0,00179

0,00398

9

0,0983

0,00001

0,00571

10

0,0914

0,00217

0,00532

11

0,0416

0,00358

0,00243

А1

0

0

0



Для звена 13 получили:

















Таблица 8

Положение кривошипа

(pe/pa)^2


0

0

0

1

0,07552

0,00219

2

0,18585

0,0054

3

0,12503

0,00363

4

0,03832

0,000905

5

0,00311

0,00111

А2

0

0

6

0,00394

0,00011

7

0,02827

0,00082

8

0,06703

0,00195

9

0,09814

0,00285

10

0,09156

0,00266

11

0,04150

0,00121

А1

0

0


Также, учитывая моменты инерции от 1 группы звеньев, получили:


Суммарный приведенный момент инерции всего механизма

Построив графики приведенных моментов инерции отдельных звень­ев масштабе , получили график сум­марного приведенного момента инерции .

Таблица 9

Положение кривошипа

0

174,943

1

174,989

2

175,034

3

175,006

4

174,961

5

174,944

А2

174,943

6

174,946

7

174,959

8

174,977

9

174,990

10

174,986

11

174,961

А1

174,943


2.5 Определение уравнения движения механизма.

1.Для получения искомой зависимости решили уравнение относительно угловой скорости начального звена

(2.5.1)

Проинтег­рировали кривую зависимости момента , получили график суммарной работы

(2.5.2)

Масштаб работы при этом

(2.5.3)

где - масштаб угла поворота , мм/рад;

- масштаб момента , ,

K - отрезок интегрирования, мм.

Кинетическая энергия механизма в момент пуска:

Следовательно:

(2.5.4)

Имея графики суммарной работы и суммарного при­веденного момента инерции , для каждого положе­ния механизма по формуле (2.5.4) вычислили угловую ско­рость и построили график .

2.Угловое ускорение звена динамиче­ской модели, равное угловому ускорению начального звена ме­ханизма, определяется из уравнения движения в дифференциальной форме по формуле

(2.5.5)

Величину и знак производной определили по графику из равенства

(2.5.6)

где - угол между касательной к кривой в иссле­дуемом положении и положительным направлением оси .

Определив , подсчитали по формуле

(2.5.7)

3.Определение времени движения механизма.

Известно, что

(2.5.8)

В пределах выбранных участков 0-1, 1-2 и т.д. кривую заменили ступенчатым графиком с ор­динатами , и т.д. Величины указанных ординат определили из условия, что площади криволинейных треугольни­ков, расположенных выше и ниже ординаты , должны быть одинаковые. Величины ординат перенесли на ось ординат, а затем на от­рицательную полуось абсцисс, и получили точки l', 2' и т.д. Отложили по оси ординат отрезок , соединяем точки 1', 2' и т.д. с точкой М. На графике в пределах каждого участка провели линии, параллельные лини­ям , и т.д. Масштаб кривой

Конечная орди­ната графика про­порциональна времени одно­го цикла работы механизма.

Таблица 10

Положение кривошипа

А,Дж

0

0

0

1,42904

0

1

130,89

1,2231

1,42771

0,719

2

261,78

1,72951

1,42835

1,080

3

392,67

2,11837

1,42969

1,360

4

523,56

2,4464

1,42973

1,594

5

654,45

2,73529

1,42935

1,800

А2

713,351

2,85574

1,42904

1,885

6

782,461

2,99085

1,25817

1,984

7

895,288

3,19911

0,97453

2,155

8

963,037

3,31777

0,72707

2,315

9

1022,09

3,41786

0,58296

2,471

10

1075,39

3,50588

0,61094

2,622

11

1140,21

3,61024

0,88123

2,768

А1

1254,87

3,78762

1,42904

2,910


3.Силовой расчет механизма.


3.1.Исходные данные для силового расчета.

Заданное положение кривошипа 9 – 10О вверх от крайнего левого положения. Из расчета кинематических параметров механизма, проведенного на первом листе, нам известны угловая скорость 9=3,535рад/с и угловое ускорение 9 = 0,656 рад/с-2 кривошипа 9.

Размеры звеньев lOA =0.0984м, lCD =0,10м, lBC =0,34м, lAB =0.4463м, lDE = 0,25м;

Моменты инерции звеньев механизма Iпр0 =174,909 кг м2 , IS9 =0,1962 кг м2 ,

IS10 =0,3924 кг м2, IS11 =0,0981 кг м2, IS12 =0,02943 кг м2;

Массы звеньев механизма m9 =10 кг, m10 =6 кг, m11 =9 кг, m12 =6 кг, m13 =3 кг;

Сила сопротивления, действующая на звено Fc =4807 Н;

План механизма выполнен в масштабе μL=500 мм/м.

3.2.Определение угловых скоростей

Скорости точек звеньев механизма определили графоаналитическим методом: при помощи планов скоростей. План скоростей построен в масштабе μv=200 мм/мс-1

Скорость точки А определили по формуле: .

Звено 10 совершает плоское движение: , где ,, отсюда нашли Следует отметить, что скорости на плане скоростей малоразличимы, поэтому приняли, что они равны друг другу, а приняли равной 0, т.к. ее значение на несколько порядков меньше остальных скоростей, поэтому в дальнейших расчетах ее не учитывали.


Звено 12 совершает плоское движение: , где направлена по вертикали вниз,, отсюда находим


3.3.Определение ускорений центров масс звеньев.

Ускорения точек звеньев механизма определили графоаналитическим методом: при помощи планов ускорений. План ускорений построен в масштабе μv=100 мм/мс-2

Для определения ускорения центра масс 10 звена воспользовались следующими соображениями:

, откуда получили .

Ускорения центра масс 12 звена :

, откуда получили .

3.4.Силовой расчет механизма.

Механизм при силовом расчете расчленили на статически определимые группы звеньев (группы Ассура). Приняли следующие обозначения: - силы взаимодействия звеньев(с i-го на j-тое), -силы инерции i-х звеньев, -моменты сил инерции i-х звеньев, -силы тяжести.

Звенья начерчены в масштабе μ=500 мм/м, план сил в μF=0,01 мм/Н.

3.4.1.Звено EF.

3.4.2. Звено DE:

3.4.3.Звено BD:

3.4.4.Звено AB:

3.4.5.Звено OA:

3.5.Определение погрешности вычислений.

Рассмотрим звено OA:

На 1 листе Мд=250Н*м

Погрешность



4. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма


4.1 Исходные данные.

Число зубьев шестерни z1=11;

Число зубьев колеса z2=21;

Нормальный модуль зубчатых колес m=6мм;


Геометрия проектируемой зубчатой передачи определяется параметрами исходного производящего контура инструмента и величинами его смещения при нарезании колес передачи. При нарезании колес косозубой передачи исходный производящий контур по ГОСТ 13755-81 имеет следующие параметры: α=200, ha*=1, c*=0,25.

Геометрические параметры зубчатой передачи определили с помощью стандартной программы ZUB. Распечатка расчета прилагается.


4.2 Таблица идентификаторов результирующих величин.

Таблица 11


Идентификатор

Обозначение

Величина

Единица

измерения

r1


r2

Радиусы делительных окружностей

мм

rb1


rb2

Радиусы основных окружностей

мм

pt

Шаг торцовый

мм

mt

Модуль торцовый

мм

hat

Коэффициент высоты головки исходного контура

-

ct

Коэффициент радиального зазора в торцовом сечении

-

alft

Главный угол профиля исходного контура в торцовом сечении

град

ro

Радиус кривизны переходной кривой

мм

p1x


p2x

Шаги по хордам делительных окружностей

мм

zmint

Наименьшее число зубьев без смещения

-

xmint1


xmint2

Наименьшие коэффициенты смещения исходного производящего контура

-

so

Толщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой

мм

x1


x2

Коэффициенты смещения исходного производящего контура

-

y

Коэффициент воспринимаемого смещения

-

dy

Коэффициент уравнительного смещения

-

rw1


rw2

Радиусы начальных окружностей

мм

aw

Межосевое расстояние передачи

мм

ra1


ra2

Радиусы окружностей вершин

мм

rf1


rf2

Радиусы окружностей впадин

мм

h

Высота зубьев колес

мм

s1


s2

Толщина зубьев по дуге делительных окружностей

мм

alfwt

Угол зацепления передачи

град

sa1


sa2

Толщина зубьев по дугам окружностей вершин

мм

ealf

Коэффициент торцового перекрытия

-

egam

Суммарный коэффициент перекрытия

-

lam1



lam2

Коэффициенты скольжения

-

teta

Коэффициент удельного давления

-




4.3 Выбор коэффициентов смещения с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи

По вычисленным на ЭВМ параметрам построили графики следующих качественных показателей зубчатой передачи:,,,, ,, αw(x1). Варьируемым параметром является коэффициент смещения шестерни x1.

Коэффициент перекрытия позволяет оценивать непрерывность и плавность зацепления в передаче. Нормально работающая прямозубая передача должна иметь коэффициент перекрытия больше единицы.

Коэффициенты скольжения зубьев учитывают влияние геометрических и кинематических факторов на проскальзывание профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения профилей и давления одного профиля на другой при передаче сил приводит к износу профилей.

Коэффициент удельного давления учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на контактные напряжения.

При выборе коэффициента смещения x1 необходимо добиться выполнения следующих основных требований:

  1. При работе передачи не должно происходить заклинивания.

  2. У проектируемой передачи должно отсутствовать такое явление как подрезание зубьев, и их толщина на окружности вершин не должна быть меньше допустимой

  3. Коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого

Значения коэффициентов x1 и x2 должны быть такими, что бы предотвратить все перечисленные явления. Расчетные коэффициенты смещения должны быть выбраны так, чтобы не было подрезания и заострения зубьев. Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем, а отсутствие заострения – при максимальном значении коэффициента смещения, следовательно, должно выполняться неравенство x1min <x1 < x1max.

Учитывая, что влияние коэффициента смещения на качественные показатели незначительно, принимают фиксированное значение . Для определения значения на графике проводят линию до пересечения с кривой . В точке их пересечения получается значение . Таким образом, выделяют зону «подрезание-заострение». Проводится линия до пересечения с графиком . Таким образом определяется область допустимых решений по . Выбираем коэффициент смещения x1 из интервала допустимых значений. Принимаем x1=0.5 (по ГОСТ 16573-70).



4.4 Геометрический расчет передачи.

Определили следующие геометрические параметры передачи:

- наименьшее число неподрезанных зубьев на колесе без смещения

- радиусы делительных окружностей колес

r1=(mt∙z1)/2=(3*11)/2=44.0мм;

r2=(mt∙z2)/2=(3*21)/2=84.0 мм;

- радиусы основных окружностей

rb1=(mtz1)/2∙cosαt=15.505 мм

rb2=(mtz2)/2∙cosαt=29.600 мм

- коэффициенты наименьшего смещения исходного контура

;

;

- угол зацепления передачи

, где хS12=0,5+0,5=1 мм,

а zS=z1+z2=11+21=32, αtw=26.8590.

Значения угла atW находят по inv atW в таблице эвольвентных функций.

- коэффициент воспринимаемого смещения

- коэффициент уравнительного смещения

Dy = хS – y =1 – 0.853=0.147 мм

- радиусы начальных окружностей

- межосевое расстояние

aW = rW1 + rW2=134.825мм

- радиусы окружностей впадин


- радиусы окружностей вершин


- высота зубьев колес


- толщина зубьев по дугам делительных окружностей


- толщины зубьев по дугам окружностей вершин


Для построения станочного зацепления были определены следующие параметры:

- толшина зуба s0 исходного производящего контура по делительной прямой, равная ширине впадины

- шаг

- радиус скругления


- шаг по хорде делительной окружности шестерни



- шаг по хорде делительной окружности колеса


4.5 Построение профиля зуба шестерни, изготавливаемой реечным инструментом.

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


4.6 Построение проектируемой зубчатой передачи.

Начальные окружности должны соприкасаться в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению ym. Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренное по осевой линии, должно быть равно радиальному зазору .

Через полюс зацепления касательно к основным окружностям колес проводится линия зацепления. Точки касания и называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления . Отрезок активная часть линии зацепления. Точка - точка входа колес в зацепление; точка - точка выхода из зацепления.

На каждом колесе строятся профили трех зубьев, причем точка контакта К должна располагаться на активной линии зацепления. Профили зубьев шестерни перенесены на чертеж проектируемой передачи со схемы станочного зацепления копированием; эвольвентная часть профиля зуба колеса строится обычным образом, как траектория точки прямой при перекатывании ее по основной окружности без скольжения, и переносится в точку контакта зубьев К на линию зацепления. Профили двух других зубьев располагаются на расстоянии шага . На зубьях, соприкасающихся в точке К, отмечаются активные профили, которые взаимодействуют в процессе зацепления. Нижние точки активных профилей лежат на пересечении окружностей и соответствующих профилей. Активные профили перекатываются друг по другу со скольжением, поэтому их длины различны.


4.7 Проектирование планетарного редуктора

4.7.1.Вывод формулы передаточного отношения.

Использовали метод обращенного движения – метод Виллиса. Всем звеньям механизма задали угловую скорость - ωH(угловая скорость водила со знаком минус).








Таблица12

Номер звена

Планетарный механизм

Обращенный механизм

11

ω1

ω1 - ωH

12

ω2

ω2 - ωH

13

ω3

ω3 - ωH

14

ω4 = 0

ω4 - ωH = - ωH

H

ωH

0


1-я ступень обращенного механизма:

2-я ступень обращенного механизма:

Тогда полное передаточное отношение:


По определению передаточное отношение звена 4 к водиле при остановленном 7 звене:

Следовательно передаточное отношение планетарного механизма имеет вид:


4.7.2.Условие соосности

rwi – радиус начальной окружности i-го звена.

Через числа зубьев(при равном модуле)

z4+ z5= z7 -z6

обозначим z4+ z5=a; z7 -z6=b;

Запишем формулу передаточного отношения:

С учетом обозначения должно выполняться неравенство:

a(z7 -z6)=b(z4+ z5)

Далее, используя метод простых сомножителей:

обозначили z4=А, z5=В, z6=D, z7=С;

подбором определили 12=3*4/(1*1);

Z4=βА=3, z5=βВ=9, z6=αD=4, z7=αС=16;

*q=6 ( так чтобы выполнялось неравенство zmin>17) =>

z4=18, z5=54, z6=24, z7=96;


4.7.3.Условие отсутствия подреза:
zmin>17 – выполняется;


4.7.4.Условие отсутствия заклинивания:


4.7.5.Условие сборки

k-число блоков сателлитов;

p=1..10-целое число;

(18*13*(1+3р))/3=Ц;

р=(Ц-78)/234.

Т.е. для р=1..10 можно найти целое число Ц => условие выполняется.


4.7.6.Условие соседства

Условие выполняется.


4.7.7.Проверка передаточного отношения.

Использовали метод проффесора Смирнова, в соответствии с которым построили треугольники скоростей (линейных) в масштабе Mv=203мм/(м/с).

Угловые скорости колеса z4 и водила Н пропорциональнытангенсам углов f4 и f Н.

Углы f4 и f Н однозначны => угловые скорости будут иметь одинаковое направление.








5.Расчет кулачкового механизма.

5.1. Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования.

Исходные данные:

- график изменения ускорения толкателя;

- соотношение между ускорениями a1/a2=1;

- ход толкателя кулачкового механизма h=0,08м;

- угол рабочего профиля кулачка δр=140град= 2,442рад;

- максимально допустимый угол давления кулачка [θ]=30град=0,26167рад;

- φвыст=30град=0,26167рад;

- φподсп= (φр- φвыст)/2=55град=0,4797рад.

Решение получили при помощи графического метода интегрирования, так как исходная функция задана в виде графика ускорения. Для определения передаточной функции скорости толкателя проинтегрировали заданную функцию ускорения толкателя, затем проинтегрировали полученную функцию скорости и нашли функцию перемещения толкателя.

Все три графика расположили один под другим на одинаковой базе по оси абсцисс b=280 мм. Масштаб по оси вычислили по формуле

.

Было принято:

a1= а2=50 мм;

График скорости толкателя получили методом графического интегрирования графика ускорения толкателя. Для этого на продолжении оси графика ускорений с левой стороны выбрали отрезок интегрирования ОК1 =50 мм.

После построения графика скорости, построили график перемещений толкателя. Для этого методом графического интегрирования на продолжении оси абсцисс графика скорости также отложили отрезок интегрирования

ОК2 =50 мм.

Связь между кинематическими параметрами толкателя, тангенциальным ускорением, скоростью движения и перемещением определили соотношениями:

и


Определили следующие масштабы:

масштаб перемещений:

,

где ySmax - максимальная ордината на графике перемещений, мм.


масштаб передаточной функции скорости:

масштаб передаточной функции ускорения:

5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма.

Для определения основных размеров кулачкового механизма построили его фазовый портрет.

Так как механизм с поступательно перемещающимся толкателем, то фазовый портрет построили в декартовой системе координат.

Провели вертикальную ось sB, вдоль которой от произвольно выбранной точки Во (начало отсчета) отложил отрезки перемещения т.В, взятые с графика sB=f(φ). Масштаб по оси μs =600мм/м. В каждой из полученных точек определили отрезки кинематических отношений, посчитанные в масштабе μs, и отложили под углом 90º к направлению вращения кулачка.

Отрезки, соответствующие перемещениям толкателя, откладывают в масштабе графика перемещений:

Длины отрезков, изображающих кинематические передаточные функции скорости, вычислили по формуле:

Там, где отрезок имеет максимальное значение, восстановил перпендикуляр, и под углом [θ]=30º к перпендикуляру провел луч.

Расстояние B0O1 является радиусом


.


5.3 Построение профиля кулачка.

При графическом построении профиля кулачка применил метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщена угловая скорость, равная . При этом кулачок неподвижен, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

При построении профиля кулачка с поступательно перемещающимся толкателем, из центра провели окружность радиусом в масштабе µl=300мм/м.

Провел окружность, радиусом r=r0min. От полученного луча ВоО1 в направлении (–ω1) отложил угол φраб=раб=2,442рад, и провели луч О1В12. Полученную дугу ВоВ12 разделил на 14 равных частей в соответствии с делением оси на графике SB().В каждой из позиций от точек 1,2,3… отложил перемещения т.В толкателя вдоль оси толкателя, взятые с графика перемещений с учетом соотношения масштабов. Полученные точки 1’,2’,3’… соединили плавной кривой и получили центровой или теоретический профиль. Для построения рабочего профиля выбрали радиус ролика толкателя, который, исходя из конструктивных соображений:

Rp=(1/16..1/3)ro min

Приняли радиус ролика равный 0.1r0 min = 0,1·0,2469 =0,02469 м.

Для получения конструктивного(рабочего) профиля кулачка построили эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Его получили как огибающую к дугам, проведённым из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.

Радиус рабочего профиля кулачка: R0=0,1976м.

Обозначения на чертеже:

  1. кулачек;

  2. толкатель;

  3. ролик;

  4. стойка.




5.4. Построение графика угла давления.

Провели на фазовом портрете из точки прямые, проходящие через точки 0-14. В них же провели вертикальные линии и измерили полученные углы. Полученные углы откладывали на графике изменения угла давления, при этом выбрали масштаб по оси θ µθ=2мм/град.


Таблица13

Поз

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

], град

0

12,665

24,22

27,44

17,22

7

0

0

0

7

17,22

27,44

24,22

12,665

0









Случайные файлы

Файл
132222.rtf
24883-1.rtf
49501.rtf
41368.rtf
4148-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.