ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ПОСТРОЕНИЯ ДИАГРАММ

Находим приведенные к валу кривошипа моменты сил сопротивлений. Из условия равенства мощности приведенного момента, суммарной мощности сил полезных сопротивлений и сил тяжести имеем:

Угол между векторами P и v находим по плану скоростей. Результаты измерений указываем в таблице 3

 

Вычисляем моменты сил полезных сопротивлений (Н*м) для разных положений механизма:

М_п.с⁽⁰⁾=0

М_п.с⁽¹⁾=-5.22

М_п.с⁽²⁾=-24.53

М_п.с⁽³⁾=-71.8

М_п.с⁽⁴⁾=-169.71

М_п.с⁽⁵⁾=-165.6

М_п.с⁽⁶⁾=0

М_п.с⁽⁷⁾=404.26

М_п.с⁽⁸⁾=442.61

М_п.с⁽⁹⁾=189.28

М_п.с⁽¹⁰⁾=68.64

М_п.с⁽¹¹⁾=11.91

М_п.с⁽¹²⁾=0

М_п.с⁽¹³⁾=-5.22

М_п.с⁽¹⁴⁾=-24.53

М_п.с⁽¹⁵⁾=-71.8

М_п.с⁽¹⁶⁾=-169.71

М_п.с⁽¹⁷⁾=-165.6

М_п.с⁽¹⁸⁾=0

М_п.с⁽¹⁹⁾=404.26

М_п.с⁽²⁰⁾=442.61

М_п.с⁽²¹⁾=189.28

М_п.с⁽²²⁾=68.64

М_п.с⁽²³⁾=11.91

М_п.с⁽²⁴⁾=0

Вычисленные значения приведенных моментов заносим в таблицу:

Значения приведенных моментов сил сопротивлений (Н*м) и ординат (мм) диаграммы

№ полож.	Мп.с	Мп.с/	Ag/	Ас/		Т11
						75,5	5,25	-5,25
	-5,22	-1,18	-1		-3	103,7	7,22	-10,2
	-24,53	-5,54	-1,2		-5,2	203,1	14,14	-19
	-71,8	-16,24	-2		-8	256,1	17,83	-25,8
	-169,71	-38,39	-7		-15	248,6	17,3	-32,3
	-165,6	-37,	-13		-23		8,9	-32
			-16		-28		5,2	-33,2
	404,26	91,46	-8,5		-24,5	103,7	7,2	-31,6
	442,61				-9	203,1	14,14	-23
	189,28	42,82				256,1	17,83	-16,8
	68,64	15,52				248,6	17,3	-14,3
	11,91	2,69		21,5	2,5		8,9	-6,4
						75,5	5,2	-4,2
	-5,22	-1,18	23,5		-1,5	75,5	5,2	-6,7
	-24,53	-5,54			-4	103,7	7,22	-11,2
	-71,8	-16,24			-7	203,7	14,14	-21,14
	-169,71	-38,39			-13	256,1	17,83	-30,83
	-165,6	-37,5	11,5		-21,5	248,6	17,3	-38,8
					-27		8,9	-36
	404,26	91,46			-21		5,25	-26,2
	442,61				-9	103,7	7,22	-16,22
	189,28	42,82				203,1	14,14	-13
	68,64	15,52					17,83	-14
	11,91	2,69					17,3	-15
							8,9	-8,9

 

Строим диаграмму приведенных моментов сил сопротивлений в масштабе

Путём графического интегрирования при полюсном расстоянии Н=50 мм строим диаграмму по оси ординат:

Строим диаграмму работ движущих сил. Принимая для рабочей машины М_Д=const, получаем линейную функцию А_Д( ). При установившемся движении за полный динамический цикл (за один оборот кривошипа) А_Д = А_С. Соединив начало координат с точкой построенной диаграммы А_С( ), получаем диаграмму.

Строим диаграмму приведенных моментов движущих сил методом графического дифференцирования диаграммы А_Д( ) при ранее выбранном полюсном расстоянии Н.

Т₁₁(0)=64,9 Дж

Т₁₁(1)=81,5 Дж

Т₁₁(2)=131 Дж

Т₁₁(3)=181,8 Дж

Т₁₁(4)=177,4 Дж

Т₁₁(5)=113,6 Дж

Т₁₁(6)=64,9 Дж

Т₁₁(7)=113,6 Дж

Т₁₁(8)=177,4 Дж

Т₁₁(9)=181,8 Дж

Т₁₁(10)=131 Дж

Т₁₁(11)=81,5 Дж

Т₁₁(12)=64,9 Дж

 

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МАХОВИКА

Маховик проектируем в виде тяжелого обода, материал маховика — чугун марки СЧ 15 плотностью = 7200 кг/м³.

Вводим обозначения:D-диаметр маховика, D₁ — внутренний диаметр обода маховика; D₂ — наружный диаметр; b — ширина обода маховика. Определяем размеры и массу маховика:

 

V. РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Схема планетарного редуктора показана на рисунке. Передаточное отношение планетарной части редуктора и_1H=5

УСЛОВИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Основные соотношения и условия проектирования перечислены ниже.

Формула Виллиса

u_1H=1+z₃/z₁

Условие соосности:

Условие соседства:

К < 180/arcsin z₂+2/z₁+z₂

Условие сборки: z₁+z₂/K=N

где К— число сателлитов; N— целое число.

ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ

Возможное число сателлитов определяем из условия:

Приближение

Окончательно принимаем:

Находим диаметры делительных окружностей, принимая модуль колес

т = 2 мм (ГОСТ 9563—60).

Размеры колес:

Вычерчиваем схему редуктора в двух проекциях в масштабе М 1:2.

 

VI. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ПРЯМОЗУБОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Z₁=12, Z₂=27- числа зубьев колёс зубчатого зацепления; м=6мм – модуль зацепления.

 

РАСЧЁТ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Находим геометрические параметры зубчатого зацепления. Передаточное отношение:

Коэффициенты относительных смещений режущего инструмента: ,

Угол зацепления при сборке передачи:

Межосевое расстояние:

Радиусы начальных окружностей:

Проверка: ; 37+83=120

Радиусы делительных окружностей: ;

Радиусы основных окружностей: ;

Радиусы впадин зубьев:

Радиусы вершин зубьев: ;

Проверим высоту зуба у каждого из колёс: ;

Находим угловые шаги, окружной и хордальные шаги по делительным окружностям:

Угловые шаги: ;

Окружной шаг по делительным окружностям:

Шаги по хордам делительных окружностей:

Рассчитываем толщину зубьев по делительным окружностям:

;

По основным окружностям:

По начальным окружностям:

По окружностям вершин зубьев:

и находим по формулам: ;

 

Вычисляем инвалюты углов и :

Тогда толщины зубьев по окружностям вершин :

Оцениваем зубчатую передачу на заострение зубьев. Допускаемая толщина зуба по окружностям вершин обоих колёс:

Поскольку и зубья колёс не заострены. Находим теоретический коэффициент перекрытия :

Минимально допускаемый коэффициент перекрытия . Поскольку , то передача работоспособна.

Исследуем зубчатую передачу на заклинивание:

; условие выполняется, заклинивания нет, передача работоспособна.