3. расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности активных поверхностей зубьев. Расчет редуктора планетарного


3.2. Расчет планетарного редуктора.

Планетарной зубчатой передачей называется механизм для передачи и преобразования вращательного движения, содержащий зубчатые колеса с перемещающейся осью вращения хотя бы одного из них. Основными звеньями планетарной передачи являются центральные зубчатые колеса, оси которых неподвижны, сателлиты – зубчатые колеса с перемещаемыми осями вращения и водило – звено, в котором установлены оси сателлитов. Ось вращения водила H, совпадающая с осью О центральных колес, является основной осью зубчатых передач.

Особенности планетарных зубчатых передач:

  1. Многопоточная передача энергии одновременно несколькими зубчатыми парами позволяет уменьшить габариты и массу планетарных передач по сравнению с обычными рядовыми зубчатыми передачами.

  2. Легкая изменяемость кинематической схемы передачи. Основной характеристикой планетарной передачи является передаточное отношение и угловых скоростей на входном и выходном валах, которое может быть представлено в виде формул, связывающих его с числами зубьев колес.

Данная схема планетарного редуктора имеет центральные колеса z1 и z4,

блок сателлитов из колес z2 и z3 и водило H. При малой разности в числах зубьев z2 и z3 на блоке сателлита передача имеет очень большие передаточные отношения u(4)h2 . КПД такой передачи существенно уменьшается с увеличением передаточного отношения.

При назначении чисел зубьев колес планетарной передачи необходимо учитывать ряд ограничений:

  1. Чисел зубьев z1, z2,z3,z4 должны быть целыми.

  2. Сочетание чисел зубьев колес должно обеспечивать заданное передаточное отношение u с допустимой точностью ± ∆u.

  3. При отсутствии специальных требований желательно использовать в передаче нулевые колеса.

  4. Должно выполняться условие соосности.

  5. При расположении сателлитов в одной плоскости, соседние сателлиты должны быть расположены с таким окружным шагом, чтобы между окружностями вершин обеспечивался гарантированный зазор:

sin(π/k)>(z2+2)/(z1+z2), где k – число сателлитов.

  1. Сборка нескольких сателлитов должна осуществляться без натягов при равных окружных шагах между ними:

(z1*u1H/3)*(1+k*p)=Ц,

где z1 – число зубьев центрального колеса, u1H–передаточное отношение от входного звена z1 к выходному звену – водилу H,

k – число сателлитов, Ц, p – целые числа.

Исходные данные:

передаточное отношение: u1Д=32

число блоков сателлитов: k=3

Uред=(nд/n1)*(z5/z6)=(1420/45)*(12/18)=21

По условию сборки назначается: z1=24.

Проверим условие сборки:

(z1*u1H/3)*(1+k*p)=(24*21/3)*(1+0*p)=168=Ц – целое число, передача собирается без натягов, при k=3 и p=0.

q=2 – сомножитель.

z1=q*C1*(C4-C3)=2*4*(4-1)=24

z2=q*C2*(C4-C3)=2*20*(4-1)=120

z3=q*C3*(C1+C2)=2*1*(4+20)=48

z4=q*C4*(C1+C2)=2*4*(4+20)=192

C2/C1*C4/C3=20=(20/4)*(4/1)

Проверим условие соседства: sin(π/k)>(z2+2)/(z1+z2)=0,8660>(120+2)/(24+120) =>0,8660>0,847, условие выполнено.

z1+z2=z4 - z3 =24+120=192-48.

По исходным данным модуль m=3.5 мм.

Тогда межосевое расстояние: aw=m*(1+uh22)*z1/2, где uh22=z2/z1=120/24=5.

aw=3.5*(1+5)*24/2=252 мм.

Далее определяются размеры делительных радиусов:

R1=m*z1/2=3.5*24/2=42мм

R2=m*z2/2=3.5*120/2=210мм

R3=m*z3/2=3.5*48/2=84мм

R4=m*z4/2=3.5*192/2=336мм

Проверка:

aw=r1+r2=42+210=252 мм

Далее планетарный редуктор вычерчивается в масштабе μl=200 мм/м с построением графика скоростей точек (см. лист 3).

studfiles.net

Расчёт планетарной передачи. Оценка передачи. Расчёт чисел зубьев. Особенности расчёта на прочность. Силовые зависимости. Частоты вращения колёс

12. РАСЧЁТ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ

12.1. Оценка передачи

Наибольшее распространение в машиностроении получила простая планетарная передача (редуктор Джеймса, рис. 10, а, б), где ведущее звено — солнечное колесо 1, ведомое – водило h, в котором закреплены оси сателлитов 2. Корончатое колесо 3 встроено в неподвижный корпус редуктора.

        а)                                                                    б)

Рис. 10. Простая планетарная передача

По сравнению с обычной зубчатой передачей она имеет преимущества.

1.  Широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу либо как редуктор с постоянным передаточным отношением, либо как коробку скоростей, либо как дифференциальный механизм.

2.  Компактность и малая масса передачи (приблизительно в два раза), объясняемые: а) передачей мощности по нескольким потокам (по числу сателлитов), б) наличием внутреннего зацепления, обладающего повышенной нагрузочной способностью, в) значительным передаточным отношением (= 3...8).

3.  Малая нагрузка на опоры вследствие взаимного уравновешивания сил, действующих на сателлиты.

4.  Более высокий КПД.

Недостатки:

1.  Сложность конструкции.

2.  Неравномерность распределения нагрузки между сателлитами.

12.2. Расчёт чисел зубьев

В отличие от обычных зубчатых передач расчёт планетарных передач начинают с выбора чисел зубьев колёс. При назначении чисел зубьев необходимо учитывать ряд ограничений:

а) числа зубьев должны быть целыми числами;

б) выбранные числа зубьев должны давать передаточное отношение i с допустимой точностью Di; по ГОСТ 2185 при i ³ 3,5 Di = ± 4 %;

в) рекомендуется для большинства случаев использовать нулевые прямозубые колёса с ограничениями  числа зубьев для колёс с наружными зубьями из условия неподрезания — zн. min = 17, для колес с внутренними зубьями из условия правильного зацепления (отсутствия интерференции) — zв. min = 19; со смещением колёса проектируют при z< 17 или при вписывании в стандартное межосевое расстояние.

В планетарной передаче есть и другие ограничения, так как колёса взаимосвязаны. Основная цель выбора чисел зубьев — обеспечение заданного передаточного отношения

,                                                  (48)

откуда

.                                                            (49)

Задаваясь числом зубьев солнечного колеса z ³ 17, определяют число зубьев корончатого колеса z3. Число зубьев сателлитов определяют из условия соосности

.                                                      (50)

Невыполнение условия соосности (если z2 — не целое число) и нижеследующих условий требует увеличения z1 и пересчёта z3 и z2.

Условие сборки проверяют по зависимости

,                                                      (51)

где пс – число сателлитов, обычно принимают пс = 3;   g – любое целое число.

Условие соседства

                                                (52)

гарантирует отсутствие интерференции соседних сателлитов. На интерференцию также проверяется внутреннее зацепление (условие правильности внутреннего зацепления). По этому условию числа зубьев сателлитов 2 и корончатого колеса 3 должны соответствовать  табл. 13.

Таблица 13

Число зубьев сателлитов  z2

18

19

20

21

22

23

24

25

26

Число зубьев колеса z3

>144

>81

>60

>50

>44

>41

>38

>36

>35

Подбор чисел зубьев с оптимизацией по габаритам может быть выполнен также по методу пропорций и на ЭВМ (программа ТМ22, алгоритм расчёта изложен в пособиях [4, 5]).

Пример 7. Рассчитать числа зубьев планетарной передачи по схеме рис. 10 по следующим исходным данным: передаточное отношение   = 6,5; число сателлитов пс = 3.

Решение.

1)  В папке ТММ выводим курсор на gwbasic.exe (вход в систему BASIC) и нажимаем клавишу ENTER.

2)  Нажимаем функциональную клавишу F3 (на дисплее высветится «LOAD» – загрузка) и набираем ТM21 ENTER.

3)  Нажимаем функциональную клавишу F2 (на дисплее высветится «RUN» – запуск) и набираем ENTER. Клавишу ENTER в дальнейшем нажимаем после каждого ввода.

4)  Вводим исходные данные.

1 – шифр редуктора Джеймса.

7 – передаточное отношение.

.04 – допускаемое отклонение передаточного отношения (4%).

3 – число сателлитов.

.96 – КПД одной зубчатой ступени (0,95…0,97).

17 – минимальное число зубьев.

150 – максимальное число зубьев.

Распечатка компьютерных данных приведена на рис. 11.

***********************  РЕДУКТОР ДЖЕЙМСА ***********************

**  Числа зубьев                                                                                                         **

**     солнечного колеса                                                                            17

**     сателлитов                                                                                         37

**     корончатого колеса                                                                           91

**  Передаточное отношение                                                                    6.35

**  Отклонение передаточного отношения                                            -0.0226

**  КПД редуктора                                                                                     0.934

vunivere.ru

Основные параметры планетарных редукторов

Основные параметры планетарных редукторов

Основные параметры планетарных редукторов устанавливает ГОСТ 25022-81, он распространяется на одно-, двух- и трехступенчатые планетарные редукторы общемашиностроительного применения, в которых центральное колесо с внутренними зубьями или водило не вращается. К основным параметрам относятся номинальные размеры, допускаемые крутящие моменты, номинальные крутящие моменты, номинальные значения передаточных отношений и номинальные высоты осей. В качестве определяющего размера для планетарных редукторов принимается делительный диаметр d центрального колеса с внутренними зубьями или радиус расположения осей сателлитов r (рис. 8). Номинальные размеры делительных диаметров центрального колеса с внутренними зубьями следует выбирать из рядов, приведенных в табл. 150, номинальные размеры радиусов расположения осей сателлитов - в табл. 151.

Номинальные значения допускаемых крутящих моментов на тихоходном валу для передаточного отношения тихоходной ступени и-5 следует выбирать по табл. 152.

Номинальные значения передаточных отношений следует выбирать по ГОСТ 2185-66 с диапазоном значений 3,15...12,5 в одной ступени.

Фактические значения передаточных отношений редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4% - для одноступенчатых, 5% - для двухступенчатых и 6,3% - для трехступенчатых.

Номинальные значения высот осей и их предельные отклонения для редукторов, тихоходные валы которых расположены параллельно опорной плоскости редуктора, следует принимать по ГОСТ 24386-80 в диапазоне значений 80...1000 мм.

Основные параметры планетарных редукторов

Рис. 8

 

Таблица 150

Номинальные размеры делительного диаметра d центрального колеса, мм

Основные параметры планетарных редукторов

Примечания: 1. Значения ряда 1 следует предпочитать значениям ряда 2.

2. Предельные отклонения делительных диаметров могут отличаться от номинальных на величину, обеспечивающую допускаемые отклонения фактических значений передаточных отношений от номинальных.

 

Таблица 151

Номинальные размеры радиуса расположения осей сателлитов r, мм

Основные параметры планетарных редукторов

Примечание. Значения ряда 1 следует предпочитать значениям ряда 2.

 

Таблица 152

Номинальные крутящие моменты на тихоходном валу, Н · м

Основные параметры планетарных редукторов

Примечание. Значения ряда 1 следует предпочитать значениям ряда 2.

Смотрите также

raschet-reduktorov.ru

3. расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности активных поверхностей зубьев. Проектирование двухступенчатого планетарного редуктора

Похожие главы из других работ:

Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор

2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

2.2.1 Определяем ориентировочное значение делительного диаметра шестерни [1,с.57] где Кd -вспомогательный коэффициент; Кd=67,5МПа1/3 для косозубых и шевронных передач [1,с.57]; Шbd1 -коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра...

Привод рабочей машины

3. Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора

...

Привод цепного конвейера

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач: Z Nj - коэффициент долговечности для шестерни и колеса...

Проектирование двухступенчатого планетарного редуктора

4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев

Эквивалентное время Эквивалентные числа циклов нагружения колес Коэффициент долговечности Базовое число циклов принимаем равным: ; Как видно из ранее вычисленных значений , для всех колес получается...

Проектирование двухступенчатого планетарного редуктора

5. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности подшипников сателлитов

Таблица 3. Исходные данные Наименование параметра Условное обозначение Величина Размерность № л.р Тихоходная Быстроходная Максимальный момент на центральном колесе 714,3 145...

Проектирование привода к ленточному конвейеру с одноступенчатым цилиндрическим редуктором

2.1 Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для зубчатых колес материал 40Х с твердостью НВ < 350, термообработка - улучшение...

Проектирование привода шнеков-смесителей для подачи флюса при беспрерывной сварке в механосборочном цеху

2.4 Приближенный проектировочный расчет главного и основных параметров передачи из условия обеспечения контактной прочности колеса

Межосевое расстояние червячной передачи Все данные для расчета известны: Основной модуль зацепления: Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 2144-76. Сочетание m и q принимаем по табл. 3.8 [2]. Принимаем m = 10 мм...

Проектирование привода шнеков-смесителей для подачи флюса при беспрерывной сварке в механосборочном цеху

3.3 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передач из условия обеспечения изгибной прочности зубьев

Проведем этот расчет, рекомендованный ГОСТ, так как выбранные материалы имеют твердость более 350 НВ. Расчет передачи №2 а) Выбираем числа зубьев шестерни . Числа зубьев колеса определим по формуле:...

Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера

3. Определение значений геометрических параметров конической и цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

3.1 Определение геометрических параметров конической передачи Определение предварительного значения внешнего делительного диаметра второго конического колеса dек2= 1650*3v[(T2*KHв*i)/( VН *[ун]2)] где: T2 = 126...

Расчет привода ленточного транспортера

4. Определение ширины колес из условий обеспечения контактной и изгибной прочности зубьев

...

Расчет привода ленточного транспортера

4.1 Ширина колеса из условия обеспечения контактной прочности

Отношение ширины колеса к диаметру шестерни: Концентрация нагрузки по ширине зубчатого венца: Где коэффициент распределения нагрузки до приработки: Где: ширина зуба; средняя удельная окружная сила; суммарная удельная жесткость зубьев; Для...

Расчет привода ленточного транспортера

Ширина колеса из условия обеспечения контактной прочности:

Ширина колеса из условия обеспечения изгибной прочности. Расчет ведем по зубьям сателлита, т.к при изгибе они испытывают реверсивную нагрузку...

Расчет редуктора

3. Определение диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости зубьев

1. Расчет эквивалентного времени: Тихоходная ступень 2. Расчет эквивалентного числа циклов: 3. Расчет коэффициента долговечности: Следовательно Следовательно. 4...

Расчет редуктора

4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия изгибной прочности зубьев

1. Эквивалентное время : ч; ч; 2. Эквивалентные числа циклов нагружения колес: 3. Коэф-ты долговечности: Так как принимаем . 4. Расчет допускаемых напряжений: Твердость поверхности при цементации стали 30ХГТ (57-63)HRC табл.2.6, с.43[1]...

Расчет редуктора

5. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия долговечности подшипников сателлитов

1. Исходные данные для проектирования узла сателлита, минимального по габаритам, удовлетворяющего критериям контактной и изгибной выносливости зубьев и работоспособности подшипника сателлита...

prod.bobrodobro.ru

Расчет планетарного редуктора - Дипломная работа

Дипломная работа - Разное

Другие дипломы по предмету Разное

1. Техническое задание

Исходные данные

ВариантТт., НмnТ, об/минiобщtS, часp1стальтермообработка2.4400058-2585003,62520ХГМНитроцемент

Тт. - максимальный момент на тихоходном валу;Т - частота вращенияобщ - передаточное числоS - долговечность1 - параметр

Режим нагрузки:

; ; ; ; .

2. Кинематический и силовой расчет планетарного редуктора

Результаты расчета

Тихоходная ступеньБыстроходная ступеньВеличинаФормулазначениеформулазначениеЗадано3.6255.405268.25-313.51неподвижно0.00268.2558.00неподвижно0.00210.25-313.51-58.00268.25-160.19658.29-864.86160.00-3135.14860.804000.00-1024.80

где частота вращения колеса ;

частота вращения колеса b;

частота вращения водила h;

момент на колесе ;

момент на колесе b;

момент на водиле h.

3. Расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности активных поверхностей зубьев

Быстроходная ступень:

. Расчет эквивалентного времени

ч.

где

число ступеней нагрузки

расчетный крутящий момент по гистограмме нагрузок

крутящий момент на ступени гистограммы нагрузок

продолжительность ступени нагрузки, ч.

. Расчет эквивалентного числа циклов

где

относительная частота вращения центральных колес , b и сателлита g.

число сателлитов в планетарной передаче.

. Расчет коэффициента долговечности

где

базовое число циклов

, т.к. твердость поверхности зубьев >56 HRC. Предварительно считаем, что твердость колеса b<300 HB, тогда:

циклов.

, следовательно .

. Расчет допускаемых напряжений

Твердость поверхности при цементации стали 57-63 HRC для шестерни и колеса. Предел выносливости при нитроцементации рассчитывается по формуле . Рассчитывая по нижнему пределу твердости, получим

.

Коэффициент безопасности при нитроцементировании .

Допускаемые напряжения для шестерни:

где

предел контактной выносливости зубьев

допускаемый коэффициент безопасности, определяемый по табл. 2.5 [1].

Допускаемые напряжения для зацепления

. Расчетный момент на шестерне

Нм

. Передаточное число в зацеплении a-g

. Определение относительной ширины шестерни.

Принимаем - относительная ширина шестерни, тогда

,

следовательно,

. Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении

По графику находим 7. При плавающем центральном колесе b ;

где

коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатых колес до приработки, значение определяется по графику 6,16 [1].

коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами

коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

Принимаем коэффициент, учитывающий динамические нагрузки,

. Расчет начального диаметра шестерни (центрального колеса a):

мм.

. Расчет диаметра сателлита и центрального колеса b:

мм.

мм.

Тихоходная ступень:

. Расчет эквивалентного времени:

ч.

. Расчет эквивалентного числа циклов:

. Расчет коэффициента долговечности:

, т.к. твердость поверхности зубьев >56 HRC. Предварительно считаем, что твердость колеса b<300 HB, тогда:

циклов.

, следовательно .

. Расчет допускаемых напряжений

Твердость поверхности при нитроцементации стали 57-63 HRC для шестерни и колеса. Предел выносливости при нитроцементации рассчитывается по формуле . Рассчитывая по нижнему пределу твердости, получим

.

Коэффициент безопасности при цементировании .

Допускаемые напряжения для шестерни

МПа; МПа

Допускаемые напряжения для зацепления

. Расчетный момент на шестерне

Нм

6. Передаточное число в зацеплении a-g

. Определение относительной ширины шестерни.

Принимаем, тогда

,

таким образом,

. Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении.

По графику находим 3. При плавающем центральном колесе a .

Принимаем коэффициент, учитывающий динамические нагрузки,

. Расчет начального диаметра шестерни (центрального колеса a):

мм.

. Расчет диаметра сателлита и центрального колеса b:

мм.

мм.

4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев

Быстроходная ступень:

. Эквивалентное время :

где

показатель кривой выносливости, при твердости рабочих поверхностей зубьев , и при

час.

час.

. Эквивалентные числа циклов нагружения колес:

. Коэффициенты долговечности

,

где

базовое число циклов при расчете изгибной выносливости зубьев, для всех зубчатых колес принимают равным .

Так как ;

;

,

то принимаем

. Расчет допускаемых напряжений.

Твердость при цементации стали 25ХГМ (57-63) HRC. Солнечное колесо и сателлиты изготовлены из этой стали с данной термообработкой. Следовательно,

; ; ; .

где

предел выносливости зубьев зубчатых колес при отнулевом ци

geum.ru

4.3 Расчет планетарного редуктора.

5. Проектирование кулачкового механизма.

5.1 Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования.

Заданный закон движения толкателя – прямолинейный симметричный. График скорости Vb=f(t) толкателя можно получить методом графического интегрирования из графика ускорения толкателя, а график перемещения толкателя – методом графического интегрирования из графика скорости толкателя.

Масштаб по оси абсцисс определяем по формуле:

где b – база графика

-угол рабочего профиля кулачка

в нашем случае b =240мм, =147,50

92,7мм/рад

Для соблюдения равенства масштабов отрезки интегрирования К в обоих случаях должны быть равны или равными 92,7мм/рад.

Масштаб перемещения:

где -максимальная ордината на графике перемещений центра ролика толкателя

h – ход толкателя (по условию=0.02м)

Из графика перемещений находим, что =64мм

=91/0.02=4550мм/м

Масштаб передаточной функции скорости:

=4550*50/75,62=3008,6мм/(мрад-1)

Масштаб передаточной функции ускорения:

=3008,6*50/75,62=1988,89мм/(мрад-2).

5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма.

Для определения минимального радиуса кулачка r0 необходимо построить область допустимых решений. Для этого строим график зависимости перемещения толкателя от его скорости. Перемещение будем откладывать по дуге перемещения толкателя, а скорость – по лучам проведенным из оси вращения толкателя до центра толкателя.

Из крайних левой и правой точек от перпендикуляра к лучам отложим допустимые углы давлений (по условию =35о). Там, где эти прямые пересекутся получится точка О. Расстояние от начала координат до точки О и есть минимальный радиус кулачка.

5.3 Построение профиля кулачка.

При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость, равную . При этом кулачок становится неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

При построении профиля кулачка из центра – точки О проводят окружность радиусом r0 . Затем отмечают на окружности заданный рабочий угол кулачка и делят полученный сектор на части(их количество должно быть равно количеству отрезков разбиения на графике). На каждом полученном радиусе откладывают соответствующее перемещение толкателя в масштабе и соединяют полученные точки плавной кривой. Таким образом получают теоретический (центровой) профиль кулачка.

Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведенным из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика.

Радиус ролика выбирается соотношением : Rp=(0.25-0.4)r0 .

Так как полученный минимальный радиус кулачка в нашем случае равен 108мм, возьмем радиус ролика равный :

Rp=0.3*108=32мм.

В конце строим график зависимости угла давления от положения толкателя. Для этого в каждой точке теоретического профиля проводим нормаль и измеряем угол между этой нормалью и радиусом. Этот угол откладываем на оси ординат. Полученные точки соединяем плавной линией.

Вывод.

По первому листу:

1) Динамическая модель машины с числом степеней свободы w =1 представ­ляет звено приведения с моментом инерции суммарным моментом.Значения Jnp и Мпр не зависят от скорости звена приведения.

По второму листу:

1) Полученная погрешность при определении моментов, действующих на пер­вое звено, составляет приблизительно 10 %. Она возникает из-за неточности построе­ний плана ускорений и графиков сил (а, следовательно, и неточности определения чис­ленных значений ускорений и сил) и из-за незначительной погрешности линейки.

2) Так как целью второго листа была также и проверка первого, то можно ска­зать, что первый лист выполнен правильно, потому что погрешность небольшая.

По третьему листу:

1) Коэффициент смещения инструмента для зубчатого зацепления выбран ис­ходя из следующих факторов: недопустимости подрезания, заострения зубьев и недо­пустимости взаимного внедрения профилей при работе.

2) При расчете планетарного механизма числа зубьев находились подбором, при этом использовался метод сомножителей, соседства, сборки и условие целого чис­ла зубьев.

По четвертому листу:

Кулачок спроектирован по заданному закону движения с учетом допустимого угла давления.

Список использованной литературы:

1. Попов С. А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механиз­мов и механике машин: Учеб пособие для втузов под ред. К. В. Фролова. М.: Выс­шая школа, 1999. - 351 с.

2. Сборник заданий для курсового проектирования по дисциплине «Основы проектирования машин. Часть 1. Теория механизмов и механика машин»: Учебное пособие С. А. Попов, В. Б. Тарабарин, Г. А. Тимофеев и др.; Под ред. С. А. Попо­ва. - М.: Изд-во МГТУ, 1993. - 108 с.

3. Г. А. Тимофеев, М. В. Самойлова. Проектирование кулачковых механиз­мов под ред. С. А. Попова. М.: Изд-во МГТУ, 1998. - 48 с.

4. Силовой расчёт механизмов: Учеб. Пособие Тимофеев Г.А., Тарабарин В.Б., Черная Л.А., Барышникова О.О.; Под ред. В.Б. Тарабарина. - М.:Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. 88 с.

5. «Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использо­ванием ЭВМ»: Учебное пособие для курсового проектирования Каганова В.В., Никоноров В.А., Тимофеев Г.А., Яминский А.В.; Под ред. Тимофеева Г.А. - М.:Изд-во МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1987 г. 72с.

Данная курсовая работа полностью была выполнена на персональном компьютере с использованием следующего программного обеспечения:

- AutoCAD 2002, Autodesk Corporation

- MicrosoftWord 2000, Microsoft Corporation

- Microsoft Excel 2000, Microsoft Corporation

- программные средства, разработанные в МГТУ имени Н. Э. Баумана:

DIADA.EXE,

ZUB.EXE,

ТММ_КР.ЕХЕ

42

studfiles.net

4.3 Расчет планетарного редуктора.

Данные механизма:

Количество оборотов электродвигателя: об/сек.

Количество оборотов кривошипа 1: об/сек.

Передаточное число зацепления 5-6:

Количество оборотов шестерни 5: об/сек.

Момент на электродвигателе: Нм

Исходные данные для редуктора:

Передаточное число редуктора: об/сек.

k=3 – число сателлитов в редукторе.

(- момент на входе редуктора).

По условию сборки:

Найдём перебрав Р и Ц (перебор выполнен в программе «MathCAD», приложение 3), получим по формуле:

В результате получим близкое к целому, округлим его до целого значения, получим, сохранив равенство, погрешность междунезначительна, ввиду близости значений.

Выберем и Р из результатов перебора из соображений близостик целому значению, минимальному(при этом), по возможности малому значению Р.

; P=7.

Согласно уравнению соосности:

Уравнение передаточного отношения:

Зададимся минимальным количеством зубьев колеса 4:

,

Округлим до целого: .

По уравнению соосности:

Числа зубьев, соответственно, равны:

Проверка.

Передаточное отношение:

Требуемое

Условие совместности:

Условие сборки (угол поворота):

При P=7:

Условие соосности:

Проверка отсутствия кратности числу сателлитов:

Максимальный габарит:

Суммарное количество зубьев:

Редуктор с таким числом зубьев удовлетворяет всем выше изложенным условиям, имеет минимальный из возможных максимальный габарит Г=106.

Момент на электродвигателе: Нм

Модуль зубчатых зацеплений одинаков во всём редукторе и равен:

где .

Примем модуль m=1.

Размеры мм.

мм.

мм.

мм.

Масштаб изображения редуктора на чертеже: .

5. Проектирование кулачкового механизма.

5.1 Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования.

График изменения ускорений толкателя показан на чертеже.

Заданный закон движения толкателя – прямолинейный симметричный. График скорости Vb=f(t) толкателя можно получить методом графического интегрирования из графика ускорения толкателя, а график перемещения толкателя – методом графического интегрирования из графика скорости толкателя.

Масштаб по оси абсцисс:

Для соблюдения равенства масштабов отрезки интегрирования К в обоих случаях должны быть равны K=188.4 мм.

Масштаб перемещения:

где - максимальная ордината на графике перемещений центра ролика толкателя

h – ход толкателя (по условию = 0.02м)

Из графика перемещений находим, что =98.63 мм

=98.63/0.03=3287.5 мм/м

Масштаб передаточной функции скорости:

Масштаб передаточной функции ускорения:

5.2 Определение основных размеров кулачкового механизма.

Для определения минимального радиуса кулачка r0 необходимо построить область допустимых решений. Для этого строим график зависимости перемещения толкателя от его скорости. Выполним построения в масштабе 1609 мм/м (т.е. в увеличивающем масштабе 1.6:1). Для этого вычислим коэффициенты, на которые следует домножать величины, взятые с графиков vqB и SB. Для графика скорости:

Для графика перемещений толкателя:

Строим фазовый портрет. Из крайних левой и правой точек от перпендикуляра к лучам отложим допустимые углы давлений (по условию =30о). Там, где эти прямые пересекутся получится точка О. На расстоянии е от точки О проводим прямую параллельную оси перемещений S. На пересечении этой прямой и луча, проведённого под углом =30о получим точку О1. Расстояние от начала координат до точки О1 и есть минимальный радиус теоретического профиля кулачка.

При заданном допустимом угле давления, эксцентриситете получим минимальный радиус теоретического профиля кулачка м

studfiles.net