ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

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:

Мп.с(0)=0

Мп.с(1)=-5.22

Мп.с(2)=-24.53

Мп.с(3)=-71.8

Мп.с(4)=-169.71

Мп.с(5)=-165.6

Мп.с(6)=0

Мп.с(7)=404.26

Мп.с(8)=442.61

Мп.с(9)=189.28

Мп.с(10)=68.64

Мп.с(11)=11.91

Мп.с(12)=0

Мп.с(13)=-5.22

Мп.с(14)=-24.53

Мп.с(15)=-71.8

Мп.с(16)=-169.71

Мп.с(17)=-165.6

Мп.с(18)=0

Мп.с(19)=404.26

Мп.с(20)=442.61

Мп.с(21)=189.28

Мп.с(22)=68.64

Мп.с(23)=11.91

Мп.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 МД=const, получаем линейную функцию АД( ). При установившемся движении за полный динамический цикл (за один оборот кривошипа) АД = АС. Соединив начало координат с точкой построенной диаграммы АС( ), получаем диаграмму.

Строим диаграмму приведенных моментов движущих сил методом графического дифференцирования диаграммы АД( ) 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 и1H=5

УСЛОВИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Основные соотношения и условия проектирования перечислены ниже.

Формула Виллиса

u1H=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.





Последнее изменение этой страницы: 2016-06-19; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.239.51.78 (0.014 с.)