Проектирование и исследование механизма сенного пресса

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 12 Июня 2013 в 16:30, реферат

Описание работы

1. Синтез и кинематическое исследование рычажного механизма.
2. Кинетостатический расчет механизма .
3. Синтез зубчатой передачи.

Файлы: 1 файл

вар.8 записка.doc

— 1.39 Мб (Скачать файл)

R = 170 ∙ 25,5 = 4335 Н                                                                                   (2.21)

R = 91 ∙ 25,5 = 2320,5 Н                                                                                   (2.22)

R = 44 ∙ 25,5 = 1122 Н                                                                                  (2.23)              

R = r63∙µF = 40 ∙ 25,5 = 1020 H                                                                                       (2.24)

 

2.3 Силовой  расчет звена 1 (ОА).

В масштабе рисуем звено (ОА) со стойкой в положении, для которого строили план ускорений.

Загружаем группу действующими силами.

Звено 1 вращается равномерно, поэтому будет возникать только центробежная сила инерции. Она будет направлена из точки вдоль кривошипа ОА в сторону, противоположную .

                                         (2.24)

Далее в точке  прикладываем силу тяжести .

G1 = m1∙ 9,8 = 1,62∙ 9,8 = 15,87 H                               (2.25)

Для определения уравновешивающей силы составим уравнение моментов всех сил звена 1 относительно точки О.

-Fy∙LOA + R21∙h21 + G1∙hG1 = 0                                                                                      (2.26)

Fy = = 2079,96 Н                                 (2.27)

FИ1 = m1∙aS1 = 1,62 ∙ 118,46 = 191,9 Н

aS1 = ω =27,212 ∙ 0,16= 118,46 м/с2                                                                     (2.28)

h21 – плечо силы R21 при вращении ее относительно точки (О), м.

h21 =  H21 ∙ µL =24 ∙ 0,0064 = 0,153 мм                                                                            (2.29)

hG1 = HG1 ∙ µL = 23 ∙ 0,0064 = 0,147 мм                                                             (2.30)

Определяем длину отрезка, который буде т отображать уравновешивающую силу на плане сил группы 0-1.

fy = = = 81,56 мм                                                                                         (2.31)

Сила тяжести G1 и сила инерции FИ1 будут изображаться на плане сил отрезками:

q1= = = 0,62 мм                                                                         (2.32)

fИ1 = = = 7,52 мм                                                                                              (2.33)

Определяем длину отрезка r61, который будет отображать реакцию R61 на плане сил умножив на масштаб плана сил найдем ее действительное значение.

R61 = r61 ∙ µF =56 ∙ 25,5 = 1428 H                                                                                      (2.34)

 

 

3. Синтез зубчатой  передачи

3.1 Определение  общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение  определяется по формуле:

               Uобщ. = U ∙ U45 ,                                                                                                          (3.1)

где Uобщ. – общее передаточное отношение

где U45 – передаточное отношение простой ступени

где U– передаточное отношение планетарного редуктора.

С другой стороны общее  передаточное отношение определяется:

                                                     Uобщ. = nдв  ∕  n1                                                                           (3.2)

где nдв – частота вращения вала приводного двигателя, об/мин;

где n1 – частота вращения кривошипа рычажного механизма, об/мин;

Определим передаточное отношение простой ступени:

                                                     U45 = - z ∕  z4 = -19/12= -1,6                                                      (3.3)

Общее передаточное отношение

                                                   Uобщ. = 2200/260 = 8,46

Из формулы (3.1) находим 

                                                   U= Uобщ  ∕  U45 = 8,46/1,6 = -5,28                                               (3.4)

Передаточное отношение любого планетарного редуктора определяется

                                                     U= 1- U13(Н)                                                                               (3.5)

U13(Н) – передаточное отношение планетарного механизма от зубчатого колеса 1 к колесу 3 в обращенном движении (в предположении неподвижности водила).

тогда                                         U13(Н) = 1 - U                                                                           (3.6)

                                                        U13(Н) = 1-5,28 = - 4,28

 

3.2 Подбор чисел  планетарной передачи редуктора.

Общее уравнение для  подбора чисел зубьев однорядного  планетарного редуктора:

                           Z1 : Z2 : Z3 : C = 1 :( ) : (U1H-1) :                                                      (3.7)

где с – произвольное целое число;

К- количество сателлитов.

Задаемся числом зубьев Z1 шестерни 1.

Минимальное число зубьев на шестерне Z1 должно быть Z1=15. Для получения возможно меньших габаритов принимаем Z1= 16. Находим число зубьев остальных шестерен редуктора:

                            Z2 = Z1 =16∙ = 26,24    принимаем Z2 = 26     

                      Z3 = Z1∙ (U – 1) = 16∙(5,28 - 1) = 68,48     принимаем Z3 = 68    

Проверяем принятые числа  зубьев по соосности:

                         Z1 + Z2 = Z3 - Z2          16 +26 = 68 – 26      

Определяем величину    b = = = 0,666

Из условия соседства  определяем максимальное число сателлитов:

                                                    Кмах = = = 4,3

Действительное число  сателлитов должно удовлетворять условию К‹ Кмах , поэтому принимаем целое число К = 4 меньше Кмах .

Проверяем условие сборки для принятого К:

                                                       С = = = 33

где С должно получиться целым числом. 

Определяем уточненное передаточное отношение U13(Н):

                                                    U = - Z3 / Z1 = - 68 / 16 = 4,25                                              (3.8)

Определим погрешность передаточного отношения U13(Н)

                                     ∆ = % = ∙100% = 0,7 %                                (3.9)

 

3.3 Построение  картины линейных угловых скоростей.

а) Строим в выбранном  масштабе кинематическую схему механизма, откладывая межцентровые расстояния радиусы делительных окружностей.

Определим радиусы делительных  окружностей по формуле:

                                                     rд =m∙Z / 2                                                                                (3.10)

 rд1 = = =96 мм,

rд2 = = = 156 мм,

rд3 = = = 408 мм,

rд4 = = 72 мм,

rд5 = = 114 мм,

Делительное межцентровое расстояние колес 1 и 2 будет определяться:

                        А12= mпл = 12 = 252 мм                                                              (3.11)

Высота водила Ан = А12 = 252мм

Делительное межцентровое расстояние колес 4 и 5 будет определяться:

                                    А45=m =12 = 186 мм                                                         (3.12)

3.4 Геометрический  расчет зубчатой пары простой  ступени. 

           Определяем геометрические параметры прямозубого внешнего зацепления в зависимости от числа зубьев Z4 и Z5, модуля m и коэффициентов смещения ξ4 и ξ 5 инструментальной рейки.

Z4 = 12;             Z5 = 19;        m = 12;

Стандартные параметры  зуборезной рейки (для всех одинаковые):

f0 =1, C0 =0,25; =20o,

Модуль рейки mр = m = 12мм.

Определим передаточное отношение:

                                       U45 = - Z5 / Z4 =19/12 = - 1,6                                                                      (3.13)

Знак «-» указывает, что зацепление внешнее.

Далее определяем коэффициент обратного смещения  и коэффициенты смещения  для ζ4 и ζ 5  заданной пары.

 = 0,145;  ζ4 = 0,626;  ζ 5 = 0,353   

Далее определяем геометрические размеры зубчатого зацепления:

         а) Сумма коэффициентов смещения:

                                       ζс = ζ45 = 0,626 + 0,353 = 0,979                                                            (3.14)

b) Сумма зубьев:

                                                   Zc = Z4 + Z5 = 12 + 19 =31                                                             (3.15)

в) Коэффициент отклонения межцентрового расстояния:

                                          а = ζс - = 0,979 - 0,145 = 0,834                                                          (3.16)

г) Определяем инвалюту угла зацепления и угол зацепления:

                          invαw = tgα0 +inv α0                                                                             (3.17)

               invαw = = 0,0378

где                           inv (α0) = inv(200) = 0,0149

по таблице инволют  определяем угол зацепления:      αw = 26o50

         Далее геометрический расчет параметров зубчатых колес осуществляем по формулам для неравносмещенного зацепления, так как  ζ4 ≠ ζ5

д) Радиусы делительных  окружностей:

         rд4 = m∙Z4 / 2 = 12∙ 12 /2 = 72 мм                                                                                             (3.18)

         rд5 = m∙Z5 / 2 = 12∙19 / 2 = 114 мм                                                                                          (3.19)

е) Радиусы основных окружностей:

 r04 = rд4∙cos αo = 72∙0,939 = 67,6 мм                                                                                       (3.20)

 r05 = rд5∙cos αo = 114 ∙ 0,939 = 107,04 мм                                                                               (3.21)

ж) Радиусы начальных  окружностей:

 r4 = rд4∙ (1 + ) = 72 ∙(1+ ) = 75,87 мм                                                                (3.22)

 r5 = rд5∙ (1 + ) = 114 ∙ 1,05 = 120,13 мм                                                                          (3.23)

з) Межцентровое расстояние:

 А = m ∙( ) = 12 ∙( +0,834) = 196 мм                                                                         (3.24)

и) Радиусы окружностей впадин:

Ri4=rd4-m(f0+C0!-x4)=72-12(1+0,25-0,626) =64,52 мм                                                          (3.25)

Ri5=rd5-m(f0+C0!-x5)=114 -12(1+0,25-0,353) =103,24 мм                                                        (3.26)

Глубина захода зубьев:

hз=(2f0-y)m=(2´1-0,145)12=22,26 мм                                                                                    (3.27)

Высота зуба:

h=hз0m=22,26+0,25´12=25,26мм                                                                                     (3.28)

Радиусы окружностей  выступов:

Re4=Ri4+h= 64,52+25,26= 89,78 мм                                                                                        (3.29)

Re5=Ri5+h= 103,24+25,26= 128,5 мм                                                                                      (3.30)

Шаг зацепления:

по делительной окружности

t=mp=3,14´12=37,68 мм                                                                                                       (3.31)

по основной окружности

t в = tcosa0 =37,68∙0,94 = 35,38 мм

Толщина зуба по делительной  окружности:

Sd4 =                                       (3.32)

Sd5 =                                         (3.33)

                  Толщина зуба по основной окружности:

          SO4 = 2rО4( = 24,82 мм                                              (3.34)

           SO5 = 2rО5( = 23,76 мм                                          (3.35)

Толщина зубьев по окружности выступов:

cоsae4 = = 0,752      ae4 = 41,150;    inv ae4 =0,159  

cоsae5 = = 0,832      ae5 = 33,41O;    inv ae5 =0,084 

Se4 = 2Re4( =4,41 мм                 (3.36)

Se5 = 2Re5( =6,93 мм                  (3.37)

       Толщина зуба по начальной окружности:

        SН4 = 2r4( = 22,12 мм                 (3.38)

       SН5 = 2r5( =17,58 мм                  (3.39)

 

3.5 Профилирование пары 4-5 зубчатых колес.

Информация о работе Проектирование и исследование механизма сенного пресса