3.2.2 Для рядовой части
Общее число зубьев для рядовой части
где
- передаточное отношение планетарной
части
,;
)=10.00
-
передаточное отношение рядовой части,
Передаточное отношение рядовой части:
=
=
Принимаем
значение
,
тогда
*
=(4.41
до 4.59 )*20=88.2 до 91,8;
=
=4,45.
Общее передаточное отношение механизма равно
*
=10*4.45=44.5
3 .3 Расчет радиусов начальных окружностей
Так как колеса нарезаны без смещения, то радиусы начальной и делительной окружностей равны.
Радиусы начальных окружностей считаются по формуле:
где
- радиус начальной окружности i
колеса;
-
радиус делительной окружности i
колеса;
-
модуль зацепления i
колеса;
-
число зубьев i
колеса.
Радиусы начальных окружностей зубчатых колес приведены в таблицы таблице 3
Таблица 3- Радиусы начальной окружности
|
|
|
|
|
|
мм |
|||||
15 |
60 |
20 |
55 |
25 |
111.25 |
3.4 Определение диаметрального габарита механизма
Определим габариты механизма исходя из рисунка 3:
=15
+(2*60)=135 мм
=(20*2)+55=95
мм
=(2*111.25)-25=197.5
мм
Тогда диаметральный габарит равен :
H=
+
=135+197.5=332.5
мм
Рисунок
3-Схема для определения габарита
3.5 Определение угловых скоростей вращения всех звеньев механизма
Найдем угловую скорость 5-го звена:
;
=5.62
Найдем угловую скорость звена 4:
;
=4.45*5.62=
25
Найдем скорость звена Н :
=25
Найдем угловую скорость звена 3:
=0(так
как не подвижна)
Найдем угловую скорость звена 2:
=
=
Так
как звено 2 и
имеют одинаковую скорость вращения
=-68.75
3.6 Определение к.П.Д
При ведомом Н К.П.Д планетарных механизмов вычисляется по формуле :
,
где
–К.П.Д планетарного механизма при
передаче мощности от колеса 1к водилу
Н;
-передаточное
отношение планетарного механизма от
колеса 1к водилу Н;
-К.П.Д
обращенного механизма (механизма при
условной остановке водила Н и при
освобожденном колесе ,которое в
планетарном механизме закреплено)
=1-ǀ(1-
ǀ(1-0.9)=0.91%
Для рядовой части КПД ƞ=0.97%
Следовательно общий К.П.Д механизма
Ƞ=
*
3.7 Определение момента и мощности движущих сил
Момент сил производственных сопротивлений определяется по формуле :
,
где k-число зацеплений ,в которые непосредственно входит ведомое колесо с другими зубчатыми колесами ;
гдеd-диаметр делительной окружности ведомого колеса ,м;
Ɵ-коэффициент
=206.276
H*м
Тогда момент движущихся сил равен :
=
=233.608(H*м).
Для нахождения мощности движущих сил воспользуемся формулой :
*250=5.84(kH*
)
Тогда мощность потребляемая от двигателя :
=0,883*5.84=5,157(kH*
)
Заключение
В результате расчетно-проектировочной работы :
-фактическое передаточное отношение
=44.5
Угловые скорости звеньев механизма
Таблица 4- Угловые скорости звеньев зуба
-
рад/с
-68,75
-68,75
0
52
52
5,62
диаметральный габарит механизма:
H=332,5 mm
общий КПД:
Ƞ=0,883%
момент движущих сил:
233.608(H*м).
мощность, потребляемую от двигателя:
5,157(kH*
)
Литература
1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. –М.: Наука, 1975. –640с.
2. Ковылин Ю.Я. Геометрический синтез типовых соосных зубчатых механизмов с помощью ЭВМ. –Томск: ТПУ, 1980. –95с.
3. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.–М.: Высшая школа, 1986. –295с.
4. ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам.