2.5 Расчет кривошипа (4-0)

Изобразим кривошип с приложенными к нему силами и уравновешивающей силой эквивалентной силе действия на кривошип со стороны двигателя. Дейст­вие отброшенных связей учитываем вводя реакции R₁₂ = -R₂₁ и R₁₀ . Определяем уравновешивающую силу, считая, что она приложена в точке A кривошипа, перпен­дикулярно ему. Составляем уравнение равновесия кривошипа.

По уравнению равновесия строим план сил. Масштаб сил .Из плана сил имеем:

2.6 Определение уравновешивающей силы методом рычага Жуковского

Переносим в соответствующие точки повернутого на 90⁰ плана скоростей все приложенные к механизму внешние силы (включая ) и силы инерции.

План скоростей рассматриваем, как жесткий рычаг с опорой в полюсе, находящийся под действием приложенных сил в состоянии равновесия. Составляем уравнение равновесия в форме суммы моментов сил относительно полюса плана скоростей и определяем .

Подлинность графического метода:

2.7 Определение мощностей

Определяем потери мощности на трение в кинематических парах.

Мощность от силы трения в поступательных парах:

Потери мощности на трение во вращательных парах:

где f =0,12 - приведенный коэффициент трения;

R - реакция во вращательной паре;

r_ц - радиус цапф.

Суммарная мощность трения:

Мгновенно потребляемая мощность:

Мощность привода, затрачиваемая на преодоление полезной нагрузки:

3 Проектирование и кинематическое исследование зубчатой передачи и планетарного редуктора

Исходные данные:

частота вращения электродвигателя, n_ДВ = 900 мин^-1

число зубьев шестерни, Z₅ =49;

число зубьев колеса, Z₆ =130;

модуль зубчатых колес, m =8 мм;

коэффициент высоты головки зуба,

коэффициент радиального зазора, С^* = 0,25;

угол профиля исходного контура, a = 20⁰;

3.1 Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи

Минимальный коэффициент смещения:

Угол зацепления:

a_w = a = 20⁰.

Делительное межосевое расстояние:

Межосевое расстояние :

а_w = а = мм

Коэффициент воспринимаемого смещения:

у = 0.

Коэффициент уравнительного смещения:

Dу = 0.

Делительная высота головки зуба:

Делительная высота ножки зуба:

Высота зуба:

Делительный диаметр:

Основной диаметр:

Начальный диаметр:

Диаметр вершин:

Диаметр впадин:

Делительная толщина зуба:

Основная толщина зуба:

Начальная толщина зуба:

Толщина зуба по окружности вершин:

Делительный шаг зубьев:

Основной шаг зубьев:

По результатам расчетов строим картину эвольвентного зацепления. Масштабный коэффициент построений К = 0,38

Коэффициент торцевого перекрытия: аналитический

графический

где аb – длина активной линии зацепления, мм.

Погрешность:

3.2 Синтез и анализ планетарного механизма

Схема механизма

Рис. 3. 1 – Зубчатый механизм

3.2.1 Синтез планетарного редуктора

Определяем общее передаточное отношение привода (рис. 3.1):

Определяем передаточное отношение простой ступени:

Определяем передаточное отношение планетарной ступени:

Запишем формулу Виллиса для определения передаточного отношения планетарного механизма в обращенном движении:

Выразим передаточное отношение через числа зубьев колес:

Из условия соосности определим неизвестные числа зубьев колес:

Z1 + Z2 = Z3 + Z4;

Z1 + Z2 = 25+22=75*5 =>125+110=235

Z3 + Z4 = 1 + 4 = 5*47 => 47+188=235

Получаем:

Z₁ =125; Z₂ =110; Z₃ =47; Z₄=180; Z₅=49; Z₆=130.

Считаем диаметры всех колес:

Вычерчиваем кинематическую схему зубчатого механизма. Масштабный коэффициент построений К_L =0,02м/мм.