Теория механизмов и машин

Рассматривать будет два положения  механизма 3 (рабочий ход), 11 (холостой ход).

Таблица 3

	G1, H	G2, H	G3, H	G4, H	G5, H	, Н	, Н	, Н	, Н	, Н·м	, Н·м
3	78,48	39,24	215,82	98,1	735,75	3,24	11,88	9	57,75	3,67	0.012
11						3,16	2,2	3,2	34,5	9,21	0,034

Из кинематической схемы можно  выделить три группы Асура. Раскладываем вдоль звена и перпендикулярно звену реакции в крайних шарнирах. Прикладываем все силы тяжести, силы инерции и инерционные моменты в соответствующих точках.

2) Выделим первую группу Асура 5-4. Отдельно изображаем её на листе, заменяя связи реакциями и прикладывая к звеньям.

Строим план сил , где РС=1600 Н – сила полезного сопротивления. Графически определяем реакцию R₅=209*10=2090H;

 

3) Выделяем начальное  звено  . Связи заменяем реакциями.

Затем вычерчиваем план сил

Графически определяем

Затем прикладываем в точке реакции , которые определяем из следующего плана сил:

4) Начальное звено.

Для двух заданных положений рассматриваем там же и начальные звенья, к которым прикладываем соответствующие силы веса и реакции, из плана сил определяем и , из уравнения моментов находим уравновешивающую силу .

Таблица 4

положение	, Н
3	2331	45,08	231,3
11	108	55,1	234,6

 

5) строим рычаги Жуковского для  положений механизма 3 и 11.

Для определения уравновешивающей силы мы в начале поворачиваем план скоростей на в сторону работы механизма. Затем в соответствующие точки плана скоростей прикладываем все внешние силы, и составляем уравнение равновесия относительно полюса:

для 3 положения:

для 11 положения:

Погрешность считаем по формуле:

Полученные результаты заносим  в таблицу

Таблица 5

	, Н	%
3	2440,9	4,5
11	103,4	4,3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Синтез  кулачкового механизма.

 

1) Имеем диаграмму ускорений  толкателя. Для того чтобы построить  диаграммы скоростей, используем графический метод интегрирования диаграммы, . Получаем диаграмму скоростей .

Графический метод интегрирования заключается в том, что для  каждого положения находим площадь под кривой и откладываем её на диаграмме (для первого положения откладываем первую площадь , для второго положения , для третьего , и так далее, при этом учитываем, если площадь отрицательная её вычитаем). Полученные точки соединяем плавной линией. Все полученные значения заносим в таблицу:

Таблица 6

, град.	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100	110
, мм/с	9,2	6,3	4,86	3,06	1,21	-1,19	3,06	4,92	6,3	9,35	0	0

Т.к. диаграмма ускорений обратносимметричная, то диаграмма скоростей будет  кососимметричной.

2) Для построения диаграммы перемещений  используем тот же метод графического интегрирования. Значения заносим в таблицу.

Таблица 7

, град.	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100	110
, мм	0	0,20	0,74	1,70	3,05	4,61	6,18	7,52	8,48	9,02	9,21	9,22

Т.к. диаграмма скоростей кососимметричная, то диаграмма перемещений будет  симметричной.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Синтез  зубчатой передачи.

 

Зубчатая передача является одним  из наиболее распространенных приводов, предназначенных для передачи вращения от одного вала к другому с заданным отношением угловых скоростей. Передача вращения сопровождается передачей крутящего момента, а следовательно, передачей механической работы и мощности. В большинстве рабочих, транспортирующих и других машинах, ведущим звеном является вал двигателя, передающий движение ведомому звену данной машины. Двигатель работает более экономично при больших числах оборотов, между тем как скорость ведомого звена обычно бывает значительно ниже, что обуславливается требованиями технологического процесса. Поэтому между двигателем и начальным звеном механизма ставится промежуточная зубчатая передача.

В данном курсовом проекте я рассчитываю  четырехступенчатый редуктор, одна ступень рядная и четыре планетарных.

Схема редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1) Общее передаточной число редуктора  будем определять: , где кривошип вращается с частотой =25 об/мин, а =2500 об/мин – частота вращения шпинделя электродвигателя. , теперь выбираем =1,6;

Число планетарных ступеней три.

2) Расчет планетарной передачи:

=3,97

=1-3,97=-2,97

Для выбора допустимого числа зубьев колес при отсутствии подрезания или заклинивания передачи используем таблицу в справочной литературе.

Выбираем  , тогда ;

Расчет рядной передачи:

Выбираем  =20; =20; =60

Число сателлитов k=4 удовлетворяют условиям сборки, при этом =16 имеет целое значение.

3) Определяем радиусы колес для  рядной  и планетарной передачей по формуле

Значения заносим в таблицу:

Таблица 8

, мм.	,мм.	, мм.	, мм.	, мм.
45	72	70	70	210

Имеем радиусы начальных окружностей  колес рядной и планетарной передач, строим кинематическую схему механизма в двух проекциях.

4) Строим эпюру скоростей звеньев  редуктора, для чего находим  скорость точки А:

Определяем передаточное число  редуктора из эпюры скоростей:

5) Определяем межосевое расстояние: мм.

Зная межосевое расстояние ., радиусы первого и второго колес, в выбранном масштабе строим эти окружности. Через точку проводим касательную, потом так же через проводим нормаль под углом .

Опускаем перпендикуляр на образующую прямую и получаем отрезок АВ - теоретическую линию зацепления. мм, мм.

 мм – радиус основной  окружности шестерни;

 мм – радиус основной  окружности колеса.

Зная модуль рассчитаем радиусы  окружности головок и ножек и  наносим на чертеж.

6) Зная радиусы, смотрим на  отдельном листе бумаги все  окружности, по радиусу основной окружности строим эвольвенту. Расстояния между основной окружностью ножек обычно не принимают участия в зацеплении и его можно очертить по любой кривой, но так, чтобы сопряжение зубьев свободно выходили из зацепления. В местах сопряжения ножек с окружностью делают обычно небольшое закругление радиусом ± . Затем из вспомогательного листа вырезают шаблон.

7) Прикладываем вырезанный шаблон в точку и обводим их, полученная кривая и будет эвольвентным зацеплением зубьев. Определяем шаг зуба: , z – число зубьев. Ширина головки зуба .

Разбиваем окружности шестерни и колеса на найденные значения. Пересечения радиуса с основной окружностью даёт точку, в которых прикладываем шаблоны. Обводя шаблоны, получим профиль зубьев.

Таблица 9

									, об/мин
15	24	60		20	20	62,5	1,6	100	2500
m1			m2
6			7

Таблица 10

	, мм	, мм	, мм	, мм	, град	m, мм	, мм
	51	45	42,3	37,5		6	117
	78	72	67,7	64,5

 

 

8) Находим коэффициенты скольжения по формуле: ,

где - расстояние от до линии, которую замеряем;

- радиус кривизны профиля  зуба.

Из формулы следует, что коэффициент  скольжения , возрастают с увеличением расстояния от точки зацепления до полюса зацепления и уменьшением радиусов кривизны и профилей. В крайних точках А и В линией зацепления, т.е. в этих точках удельное скольжение и равны теоретической бесконечности. Найденные значения заносим в таблицу:

Таблица 11

мм	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
	0,57	0,49	0,38	0,25	0,11	-0,049	-0,24	-0,51	-0,93	-1,56	-
	-	-1,67	-1,04	-0,56	-0,18	0,059	0,25	0,41	0,56	0,69	0,81

По найденным значениям строим диаграмму коэффициентов удельного  скольжения зубьев в выбранном масштабе мм/мм·ч.

По оси абсцисс откладываем  линию зацепления АВ для колес, а  по оси ординат откладываем удельное скольжение и и найденные точки соединяем плавной кривой.