Рычажный механизм Вариант - 6.

Содержание:
1. Исходные данные.
2. Структурный анализ рычажного механизма
3. Кинематический анализ рычажного механизма
3.1. Построение положений звеньев
3.2. Определение скоростей звеньев механизма
3.3 Определение ускорений точек механизма
3.4. Диаграммы движения ползуна
4. Расчет маховика
4.1. Построение диаграмм приведенных моментов сил движущих и сил полезного сопротивления, работ сил движущих и сил полезного сопротивления, приращения кинетической энергии машины.
4.2. Построение диаграмм приведенных моментов и энергий.
4.3 Определение момента инерции маховика методом Н.И. Мерцалова
4.4 Конструирование маховика
4.5 Определение угловых скоростей и угловых ускорений звена приведения
5. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
5.1 Геометрические параметры зацепления
5.2 Диаграммы удельных скольжений и коэффициента давления.
5.3 Синтез планетарной передачи
Литература

Проверка:
Это соответствует требуемому значению.
10. Диаметры вершин:
.
11. Диаметры впадин:

.
12. Делительные толщины зубьев
13. Углы профиля по вершинам и толщины зубьев по вершинам:

,
14. Передаточное отношение:
,
15. Коэффициент перекрытия
Выводы: 1. Заострения нет, так как толщина зуба шестерни по окружности вершин больше минимально допускаемой Saдоп=0,25m=0,25·7=1,75 мм.
2. Коэффициент перекрытия равен минимально допустимому (1,2).
5.2 Диаграммы удельных скольжений и коэффициента давления.
Удельные скольжения шестерни и колеса рассчитаем по формулам:
, (4.20)
(4.21)
где i54 и i45 – передаточные отношения;
g – длина линии зацепления В4В5;
g=awsinαw=117,5sin26º24’=52,25 мм
х – расстояние рассчитываемое от точки В4.
Результаты расчетов удельных скольжений приведем в таблице 5.1.
Диаграмму удельных скольжений строим в принятом масштабе .
Коэффициент давления рассчитывается по формуле:
где m – модуль передачи.
Результаты расчетов коэффициента давления приведены в таблице 5.1
Диаграмму коэффициента давлений строим в масштабе
Реальные очертания диаграмма имеет в пределах активной линии зацепления A1A2 причем в зонах двухпарного зацепления, определяемых размером основного шага рb откладываемого от точек А1 и А2 в пределах активной линии зацепления, ординаты делим пополам.
Таблица 5.1 – Результаты вычисления коэффициентов.
0 1 2 3 4 5 6 7 8 х 0 4,4 8,9 14,2 19,6 26,6 33,6 42,9 52,3 -∞ -5,46 -1,93 -0,6 -0 0,421 0,67 0,87 1 1 0,85 0,658 0,38 0 -0,73 -2 -6,67 -∞ γ +∞ 1,72 0,95 0,68 0,57 0,54 0,58 0,91 +∞
5.3 Синтез планетарной передачи
Исходные данные:
Схема планетарной передачи приведена на рисунке 1.1,в
- угловая скорость вала электродвигателя ωД = 570 рад/с
- модуль первой ступени m1 = 3 мм;
- модуль второй ступени mII = 7 мм;
- число зубьев шестерни 4 z4 = 12;
- число зубьев колеса 5 z2 = 20;
Определим передаточное число планетарной части редуктора
Определим передаточное отношение соответствующего обращенного механизма:
Разложим полученное передаточное отношение на множители:
Запишем условие соосности и проверим его выполнение для принятых чисел зубьев:
z1+z2=2+4=6
z3-z’2=26-5=21
из условия получения z1 > 17 умножаем первое равенство на 14 , а второе на 4 и получаем: z1 = 28; z2 = 56; z’2 = 20; z3= 104.
Из условия кратности z1 и z3 числу сателлитов nc определим число сателлитов nc = 4.
Проверки:
1) условие соосности:
z1+z2=z3-z’2
28+56 =104-20; 84 = 84;
2) кинематическое условие:

3) условие соседства:
(z1+z2)sin(π/nc)- z2>2
(28 + 56) sin(π/4) – 56 = 11,65 > 2;
4) условие сборки выполняется, так как
γ =( z1+z3)/nc = (28+104)/4=33 — целое число;
5) во внутреннем зацеплении интерференция отсутствует, так как z’2 > 19, z3 > 81.
Вывод. Все условия выполнены.
Рассчитаем КПД планетарной передачи коэффициент полезного действия одного зацепления η = 0,96. Величину КПД определяем по формуле:
Передаточное отношение сложного зубчатого механизма равно:
Литература
1. Глухов Б.В. Курсовое проектирование по теории механизмов: Учебное пособие. – Новосибирск: Изд-во СГУПСа, 2008 – 183 с.
2. «Сборник задач по теории механизмов и машин», Артоболевский И.И., Эдельштейн Б.В., Москва, 1988 г.
3. «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин», Попов С.А., Тимофеев Г.А., Москва, Высшая школа, 1998 г., 351 с.
4. «Теория механизмов и механика машин», под ред. Фролова К. В., Мо-сква, Высшая школа, 2001 г., 351 с.
5. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Учебное пособие для ВУЗов», Попов С.А. под ред. Фролова К.В., 1998 г.
22
Листов
Лит.
Утверд.
Н. Контр.
Реценз.
Провер.
Разраб.
2
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
3
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
4
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
5
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
10
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
9
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
8
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
7
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
21
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
16
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
17
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
18
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
20
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
6
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
22
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
11
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
12
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
13
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
14
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
15
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
19
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.