ТММ курсовий проект

За допомогою програми, складеної для ЕОМ, отримуємо всі інші значення λ1 і λ2, наведені в роздруківці (див. додаток И) і які можна подати у вигляді таблиці 1.1.

Таблиця1.1 – Значення коефіцієнтів відносного ковзання

паралельну прямій N1N2. Тоді лінія ON2, буде віссю ординат. Користуючись даними таблиці 1.1 будуємо діаграми λ1=f(x) і λ2=f(x).

Для того щоб виділити ті частини діаграм, які вказують значення λ1 і λ2 для робочих ділянок профілів, потрібно через точки a i b провести перпендикуляри до лінії зачеплення, які відокремлюють на діаграмах шукані ділянки (заштриховані на креслені).

1.5.3. Коефіцієнт питомого тиску

Цей коефіцієнт знаходиться при розрахункові зубців коліс на контактну міцність і визначається за формулою:

Користуючись цими даними будуємо діаграму γ=γ(x).

1.6 Синтез та кінематичний аналіз планетарного механізму

Задача. Виконати синтез планетарної передачі, яка входить до складу приводу (рис.1.1), за такими вихідним даними:

-частота обертання електродвигуна: nДВ=1902 об/хв;

-частота обертання кривошипа робочої машини: nКВ=134 об/хв;

-кількість зубців коліс: z1=13; z2=18;

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

162

- модуль планетарного механізму mПЛ=3 мм.

Рисунок 1.1 – Схема приводу

Визначаємо передаточне відношення планетарного редуктора U3H. Оскільки передаточне відношення від двигуна до робочої машини

UЗАГ

де U12=1,385 (див. п. 1.1.1).

В зв’язку з тим, що планетарний редуктор по схемі Джеймса не може забезпечити передаточне відношення U3H=10,2 (U1H<8), буде доцільним розбити його на два послідовно з’єднаних редуктори. Тоді передаточне

Рисунок 1.2 – Повна схема приводу

Розрахуємо кутові швидкості на валах привода:

-кутова швидкість на вході в перший планетарний редуктор, с-1:

ω3=ω2=ωдв/U12=199,2/1,385=143,8;

-кутова швидкість водила першого планетарного редуктора та кутова швидкість на вході другого планетарного редуктора, с-1:

1.6.1 Безмашинний розрахунок числа зубців планетарного редуктора

Розрахунок числа зубців планетарного механізму можна реалізувати

В передачі бажано використати нульові колеса, тому для коліс з зовнішніми зубцями, повинна витримуватись умова - zmin ≥17, для коліс з внутрішніми зубцями - zmin ³85.

повних обертів водила; N=1, 2, 3, … - будь-яке ціле число; k - кількість сателітів [1, ст.504]. Вибираємо кількість сателітів 4.

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

164

40 × 3,2 (1 + 1 × 4) = 160 , вибрані числа зубців задовольняють умову складання.

4

Перевіряємо на умову сусідства

1.6.2 Синтез планетарного механізму з застосуванням ЕОМ

Приймаємо:

-планетарна передача за схемою 1;

-кількість сателітів k=3;

-допустима похибка величини U3H: E=3%;

-модуль коліс: m=3 мм;

-зона пошуку z3min=18, z3max=50; z4min=20, z4max=70.

1.6.3 Аналіз результатів синтезу на ЕОМ

Прийняті вихідні дані задовольняють декільком варіантам механізмів (див. додаток К), серед яких найменші розміри будуть у планетарного редуктора з числами зубців коліс z3=40, z4=22, z5=88.

Визначаємо фактичне передаточне відношення:

Приймаємо цей варіант механізму за розрахунковий.

1.6.4 Визначаємо коефіцієнт корисної дії (ККД)

ККД планетарного механізму визначаємо за формулою

де φН=0,05.

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

165

1.6.5 Кінематичний аналіз планетарного механізму

А. Визначаємо значення абсолютних w4 , w4' і відносних w4H , w4'H' кутових швидкостей ланок аналітичним методом:

Для обчислення ω4 скористаємось формулою Вілліса:

Кутова швидкість блоку сателітів відносно водила:

w4Н = w4 - wН = -134,9 - 44,9 = -179,8 , w4'Н' = w4' - wН' = -42,18 -14 = -56,18 .

Б. Графічний метод визначення кутових швидкостей (див. лист 2, дод. Н2).

Визначаємо розміри планетарного механізму:

d3=d3'=m∙z3=3∙40=120 мм; d4=d4'=m∙z4=3∙22=66 мм; d5=d5'=m∙z5=3∙88=264 мм.

Схему механізму викреслюємо з масштабним коефіцієнтом mL=r3/L(r3)=0,06/30=0,002 м/мм.

Графічний метод зводиться до побудови трикутника лінійних швидкостей кожного колеса і находження з них ωі.

Колова швидкість колеса z3 - VА=ω3×r3=143,8×0,06=8,6 м/с.

Пряма ОА′ утворює з вертикаллю кут φ3 і є лінією розподілу швидкостей точок на радіусі колеса z3. Колесо z5 є нерухоме, тому через точку O проходить вісь миттєвого обертання блока сателіта з колесом z4.

На блоці коліс відомі швидкості точок O і B, тому B′A′ є прямою розподілу швидкостей для коліс z3 і z4, які утворюють кут φ4 з вертикаллю. Швидкість осі О2 колеса виражається відрізком BB′. З’єднуючи точку B′ і вісь О, знаходимо пряму розподілу швидкостей для водила Н, яка утворює кут φ5 з вертикаллю.

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

166

Для отримання наочного уявлення про кутові швидкості коліс планетарного механізму будуємо діаграму кутових швидкостей.

Проводимо довільну горизонтальну лінію. З точки F, яка відкладається на довільній відстані від цієї лінії, під відповідними кутами φ5, φ4, φ3 до вертикалі, проводимо промені до перетину з цією лінією. Отримуємо точки перетину d, c, b, a, які визначають відрізки dc, cb, ca довжина яких, пропорційна кутовій швидкості відповідних ланок. Масштаб залежить від довжини відрізка cF.

Довжина вектора (АA′) колової швидкості vA прийнята 60 мм, а відрізок (cF)=30 мм.

Тоді масштабний коефіцієнт: mv=vA/(A′1A1)=8,6/60=0,1433 (м/с)/мм.

На кресленні діаграми кутових швидкостей коліс знаходимо масштабний коефіцієнт µω, що розраховується за формулою:

З креслення знаходимо довжини відрізків - cd=-26 мм, ca=160 мм, cb=21 мм.

Визначаємо кутові швидкості всіх ланок графічним методом:

ω3гр=ca∙µω=60∙2,39=143,5 рад/с;

ω4гр=cd∙µω=-56∙2,39=-135,1 рад/с; ωНгр=cb∙µω=19∙2,39=44,7 рад/с; ω4Нгр=ω4гр-ωНгр=-135,1-44,7=179,8 рад/с.

1.6.6 Обчислюємо похибку при визначенні кутових швидкостей, отриманих графічним і аналітичним методами:

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

167

2 КІНЕМАТИЧНЕ ТА СИЛОВЕ ДОСЛІДЖЕННЯ ШАРНІРНО-ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ

(Лист 2, дод. К2)

2.1 Структурний аналіз механізму

Приймемо такі умовні позначення ланок механізму (рис.2.1): 1 - кривошип О2А, 2 - камінь куліси, 3 - куліса ВА, 4 - шатун ВС, 5 - повзун.

Рисунок 2.1. – Структурна схема механізму Таблиця 2.1. – Характеристика кінематичних пар

За формулою Чебишева визначимо ступінь рухомості механізму:

W=3n-2p5-p4,

де n=5 - кількість рухомих панок; р5=7 - кількість кінематичних пар V класу; р4=0 - кількість кінематичних пар IV класу.

W=3∙5–2∙7–0=1.

Це означає, що в даному механізмі має бути одна початкова ланка. за початкову, згідно з умовою завдання, приймаємо кривошип 1. розкладаємо механізм на структурні групи, розпочинаючи з найбільш віддаленої групи Ассура.

Відокремлюємо ланцюг, який складається з ланок (4–5)

1)n=2; p5=3;

2)W=3n-2p5=3·2–2·3=0.

Група Ассура 2 класу, 2 порядку, 2 виду. (IIкл 22пв ).

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

168

Відокремлюємо ланцюг, який складається з ланок (2–3)

1) n=2; p5=3; 2) W=3n-2p5=3·2–2·3=0.

Група Ассура 2 класу, 2 порядку, 3 виду. (IIкл 23пв ).

Кривошип 1 разом зі стояком О2 утворюють механізм І класу. I кл (0-1).

В цілому механізм, який розглядаємо, є механізмом II класу. Для такого механізму можна записати формулу будови:

I(0,1)à II (2,3)àII (4,5),

де цифрою I позначено механізм 1-го класу, цифрою II - клас групи. Номери ланок, що входять до складу механізму 1-го класу та груп, взято у дужки.

2.2 Кінематичний синтез механізму

Задача кінематичного синтезу механізму полягає в тому, щоб за заданим кінематичним параметром визначити розміри ланок механізму, яких не вистачає.

Для заданого механізму відомо: коефіцієнт зміни середньої швидкості Kv=2,2 довбача, міжосьова відстань LО2О3=0,25 м, хід повзуна H=0,2 м і максимально допустимий кут тиску υд=30˚. Необхідно знайти розміри ланок О2А, О3В, ВС (рис. 2.2.)

За коефіцієнтом Kv визначаємо кут:

θ - кут між крайніми положеннями куліси.

Тоді довжина кривошипа буде дорівнювати:

LO2 A = LO2O3 × sin q2 = 0,25 × sin 33,5° = 0,138 м.

Арк

08-27. КП ТММ. 13.03.00.ПЗ

169