3.2.2 Для рядовой части
Общее число зубьев для рядовой части
,
где
- передаточное отношение планетарной
части
,;
)=11
-
передаточное отношение рядовой части,
Передаточное отношение рядовой части:
=
=
Принимаем
значение
,
тогда
*
=(3,2
до 3,336 )*20=64,18 до 66,72;
=
=3,25.
Общее передаточное отношение механизма равно
*
=11*3,25=35,75
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 начальных окружностей
|
|
|
|
|
|
мм |
|||||
12 |
65 |
35 |
140 |
45 |
146,25 |
3.4 Определение диаметрального габарита механизма
Определим габариты механизма исходя из рисунка 3:
=1,25
*(24+120)=180 мм
=1,75*80=140
мм
=1,25*24=30
мм
=2,25*(20+130)=337,5
мм
Тогда диаметральный габарит равен :
H=2*
=337,5*2=675
мм
Рисунок 3-Схема для определения габарита
3.5 Определение угловых скоростей вращения всех звеньев механизма
Найдем угловую скорость 5-го звена:
;
=2,52
Найдем угловую скорость звена H:
;
=
8,182
Найдем скорость звена 4 :
=8,182
Найдем угловую скорость звена 3:
=0(так
как не подвижна)
Н
айдем
угловую скорость звена 2:
;
=
40,91
Так как звено 2 и имеют одинаковую скорость вращения
=
40,91
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(1-0.921)=0,928
Для рядовой части КПД ƞ45=0,921
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 ;
d-диаметр делительной окружности ведомого колеса ,м;
=
1222,232 H*м
Тогда момент движущихся сил равен :
=
=
1429,511(H*м).
Д
ля
нахождения мощности движущих сил
воспользуемся формулой :
=
12,865(kH*
)
Тогда мощность потребляемая от двигателя :
=
0,855*12,865 = 11(kH*
)
Заключение
В результате расчетно-проектировочной работы :
-фактическое передаточное отношение
=
35,714
Угловые скорости звеньев механизма
Таблица 4- Угловые скорости звеньев зуба
-
рад/с
40,91
40,91
0
8,182
8,182
2,52
диаметральный габарит механизма:
H=675 mm
общий КПД:
Ƞ=0,855
момент движущих сил:
1429,511(H*м).
мощность, потребляемую от двигателя:
11(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.
5 Ковылина Ю.Я, , Великосельская Н.Д. Синтез и анализ комбинированного зубчатого механизма - Северск: СГТИ, 2004 - 36с.