Теория машин и механизмов

 

1. Определяем углы y_мах и y_min

tgy_max =

× w²_OA × (1 + d); tgy_max = × 6² × (1+0,06) = 0,428;

tgy_max = 23,17^°

tgy_min =

× w²_OA × (1 - d); tgy_max = × 6² ×(1-0,06) = 0,38;

tgy_min = 20,8^°

Измеряем отрезок l, находящегося между предельными лучами на касательной к кривой энергомасс, параллельный оси кинетической энергии. L=187,25 (мм). Тогда

момент инерции маховика:

I_M =

(кг × м²);

 

 

диаметр маховика:

     y=0,08; e =0,111; γ=73000 (Н/м³); p=3,14

масса обода:

 

масса маховика (с учетом спиц и ступиц):

m_M = 1,3 × m_ob=1,3 ×385=500,5(кг);

высота обода:

h = ε × D_M = 0,111 × 1,23 = 0,0984 (м) = 98,4 (мм);

ширина обода:

b = y × D_M = 0,08 × 1,23 =0,1353 (м) = 135,3 (мм);

Маховый момент:

М =  m_M × D²_M = 500,5 × 1,23² =757,2 (кг × м²)

 

6. СИНТЕЗ ПЛАНЕТАРНЫХ  МЕХАНИЗМОВ.

 

6.1. Синтез планетарной  передачи с двумя центральными  колесами.

 

В практике машиностроения важной задачей является подбор чисел зубьев планетарной передачи при заданных схеме и передаточном отношении. Для разгрузки центральных подшипников и передачи большой мощности обычно ставят несколько сателлитов. Поэтому при проектировании передачи должно быть выполнено три условия:

1. условие сборки, т.е.  при установки второго сателлита,  смежного с первым, на заданном  межцентровом расстоянии между  ними, его зубья должны войти  во впадины обоих центральных  колес;

2. условие соседства,  т.е. при размещении сателлитов на общей окружности их центров не должно иметь место наложение окружностей выступов смежных сателлитов;

3. условие соосности,  т.е. числа зубьев центральных  колес и сателлитов должны  быть подобраны так, чтобы геометрические  оси центральных колес совпадали с основной осью передачи.

Рассчитаем передаточное отношение:

ω_дв=

с^-1

ω_мех= ω_ОА= 8 с^-1

 

z₁ = a(c + d)g = 14·(2+5) g= 98g

z₂ = b(c + d)g = 3·(2+5) g= 21g

z₃ = c(a + b)g = 2·(14-3) g= 22g

z₄ = d(a + b)g = 5·(14-4) g= 55g

 

 

 

принимаем g = 1,тогда:

z₁ =98; z₂ = 21; z₃ = 22; z₄ = 55

d₁ = 98·3,5 = 343 (мм)

d₂ = 21·3,5 = 73,5 (мм)

d₃ = 22·3,5 = 77 (мм)

d₄ = 55·3,5 = 192,5 (мм)

Производим проверку по условию соседства

z₁-z₂ = z₃+z₄

98 - 21 = 22 + 55

77=77

Производим проверку по условию сборки

при р = 3,с = 1666.

φ_н = 360^˚(1+рк)/к = 120˚

Производим проверку по условию соседства

0,866 > 0,23

 

6.3 Графоаналитический  метод исследования механизма  по А.П. Смирнову.

 

1. Определяем скорость точки А:

V_А = ω₁×r₁ = 8×0,1715 = 1,372 м/с

2. Определяем масштабный коэффициент:

3. V_В=0
4. Точку а₁ соединяем с точкой В и с точкой О, скорость точки С выражается отрезком СС₁,

С₁ соединяем с точкой О.

5. Прямые  Оа₁ и Ва₁ определяют распределение скоростей точек колеса 6 и колес 2 и 3.
6. Величину передаточного отношения планетарного механизма можно получить графически, для чего проводим вертикальный отрезок ОО₁ и через точку О проводим горизонталь, а через точку О₁ проводим лучи параллельные прямым ОС₁,Оа₁ и Ва₁.

 

 

 

7. СИНТЕЗ ЭВОЛЬВЕНТНОГО  ЗАЦЕПЛЕНИЯ

 

Исходные данные:

1. Определяем передаточное  отношение

2. По таблице 5 стр. 67 Курсового проекта по теории  машин и механизмов под редакцией  А.С. Кореняко 1970г. для неравносмещенного зацепления с передаточным отношением выбираем сначала значения коэффициента уравнительного смещения Δy и х₁ для колеса с меньшим числом зубьев, затем по таблице 6 стр. 68 и 73 выбирают значения коэффициента х₂ для ведомого колеса

Δy = 0,2

х₁ = 0,92

х₂ = 0,826

3. Определяем инвалюту α_w по монограмме

α_w = 25^о13^/

4. Определяем межосевое  расстояние зубчатой пары а_w

5. Определяем делительное  межосевое расстояние

6. Определяем диаметры  начальных окружностей

7. Определяем диаметры  делительных окружностей шестерни и колеса

8. Уточняем значения  коэффициентов воспринимаемого  смещения y и коэффициент уравнительного смещения Δy

9. Определяем диаметры  вершин зубьев

10. Определяем диаметры  впадин зубчатых колес

11. Определяем диаметры основных окружностей

12. Определяем шаг зацепления

13. Определяем толщину  зуба по делительной окружности

14. Определяем глубину захода зубьев h_d

15. Определяем высоту  зуба h

16. Определяем углы  профилей на окружностях вершин  зубьев

17. Определяем коэффициент  перекрытия зубчатой пары

18. Определяем толщину  зуба по хорде делительной  окружности четвертого колеса

19. Определяем окружной  шаг по хорде делительной окружности

=> r_f < r_b

20. Определяем высоту головки зуба и высоту ножки зуба

 

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.

1. Курсовое проектирование  по ТММ/ Кореняко А.С, Кременштейн  Л.И., Петровский С.Д. и др.- Киев: Высшая школа, 1970.

2. Артоболевский Н.И.  Теория механизмов и машин - М.: Наука, 1988.

3. Кожевников СМ. Теория  механизмов и машин.- М.: Машиностроение, 1973.

4. Теория механизмов  и машин/ Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К. и др.- М,.: Высшая  школа, 1987.