Материал: Poyasnitelnaya_zapiska-3

2.8 Определение кинетической энергии механизма

Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий входящих в него массивных звеньев:

Приведенный момент инерции:

3 Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора

3.1 Геометрический расчет равносмещенного зубчатого зацепления

Исходные данные:

Число зубьев на шестерне

Число зубьев на колесе

Модуль

Угол профиля рейки

Коэффициент высоты головки зуба

Коэффициент радиального зазора

Суммарное число зубьев колес

Поскольку , то проектируем равносмещенное зубчатое зацепление.

Коэффициент смещение

Угол зацепления

Делительное межосевое расстояние

Начальное межосевое расстояние

Высота зуба

Высота головки зуба

Высота ножки зуба

Делительный диаметр

Основной диаметр

Диаметр вершин

Диаметр впадин

Толщина зуба по делительному диаметру

Угол профиля по окружности вершин

Толщина зуба по окружности вершин

Делительный шаг

Шаг по основной окружности

Радиус галтели

Коэффициент торцового перекрытия

Погрешность определения коэффициента зацепления:

где ab находим из чертежа картины зацепления.

Масштабный коэффициент построения картины зацепления.

3.2 Синтез и анализ планетарного редуктора

Исходные данные:

Модуль

Частота вращения вала двигателя

Частота вращения кривошипа

Числа зубьев

Номер схемы редуктора .

Рисунок 3.1 – Редуктор

Передаточное отношение простой передачи

Общее передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение планетарной передачи

Формула Виллиса для планетарной передачи

Принимаем

Подбор чисел зубьев планетарной передачи:

Условие соосности для данной передачи:

Принимаем числа зубьев колёс, равных: z₁=111; z₂=33; z₃=32; z₄=112.

По принятым числам зубьев определяем диаметры колёс:

Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы редуктора:

Скорость точки А зубчатого колеса 1:

Строим планы скоростей. Масштабный коэффициент плана скоростей:

Строим план частот вращения звеньев редуктора. Масштабный коэффициент плана частот вращения звеньев редуктора:

3.3 Определение частот вращения зубчатых колес аналитическим и графическим методами

Значения частот, полученные аналитическим методом:

Значения частот, полученных графическим методом:

Определяем погрешность расчётов:

4 Синтез и анализ кулачкового механизма

Исходные данные:

а) диаграмма движения выходного звена

б) частота вращения кривошипа n_кр=9 мин^-1;

в) ход толкателя h=40 мм;

г) допускаемый угол давления α=30 град;

д) рабочий угол кулачка φ_р=110 град;

е) кулачковый механизм с роликовым толкателем;

4.1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов

По заданному графику скорости толкателя v = f(t), графическим интегрированием по методу хорд и дифференцированием по методу хорд получаю графики ускорения и перемещения роликового толкателя. Графики a = f(v), a = f(s), v = f(s) получаем методом исключения общего переменного.

База интегрирования:

Масштабный коэффициент перемещения толкателя:

где y_smax – максимальное значение ординаты графика s=f(t), мм.

Масштабный коэффициент времени:

где n_кул – частота вращения кулачка:

=180 мм – длина отрезка на оси абсцисс графика, изображающая время поворота кулачка на рабочий угол.

Масштабный коэффициент скорости толкателя:

Масштабный коэффициент ускорения толкателя:

4.2 Определение минимального радиуса кулачка

_{Принимаю масштабный коэффициент построения}

По оси ординат графика v’ – s’в масштабе K’_S откладываем величину перемещения толкателя y’_Smax, мм:

Находим отрезки в масштабе K’_S, изображающие перемещение толкателя в каждом положении графически.

Отрезки приведенной скорости толкателя определим графически, для чего находим максимальное значение приведенной скорости:

где y_vmax – максимальное значение ординаты графика v = f(t), мм,

ω_кул – угловая скорость кулачка,

Для остальных положений отрезки приведенной скорости определяются графически.

Значение минимального радиуса центрового профиля кулачка:

Радиус ролика:

Тогда истинное значение минимального радиуса кулачка: