.Выбор электродвигателя Определим угловую скорость кривошипа АВ ведущего звена рычажного исполнительног.



Работа добавлена на сайт TXTRef.ru: 2019-03-02

1.Выбор электродвигателя

Определим угловую скорость кривошипа АВ- ведущего звена рычажного исполнительного  механизма  пилонасекательной  машины:

                             ,

где частота вращения  кривошипа.

Определим потребную мощность на валу кривошипа:

= 88*16,01 = 1400Вт = 1,4кВт

где крутящий момент на валу кривошипа.

Определим потребную мощность на валу двигателя:

где коэффициент полезного действия передаточного механизма от двигателя к кривошипу.

По каталогу выбираем асинхронный электродвигатель, с ближайшей большей номинальной мощностью при .

Выбираем двигатель:

  1.  4А112МА8У3
  2.  2,2 кВт
  3.  

2.Синтез зубчатого передаточного механизма

В данной курсовой работе зубчатый механизм состоит из планетарного механизма типа АI-2 и пары прямозубых цилиндрических колёс внешнего зацепления (z5, z6) и служит для передачи вращательного момента от вала электродвигателя к валу кривошипа и получения заданной частоты вращения кривошипа.

Рисунок 2.1 - Схема привода исполнительного механизма

  1.  2.1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления.

Выполним синтез зубчатого зацепления парой эвольвентных цилиндрических прямозубых колес внешнего зацепления z5 и z6.

2.1.1 Входные параметры синтеза, выбор коэффициентов  смещения.

Для расчета геометрических параметров эвольвентного зацепления используем следующие входные параметры:

  1.  число зубьев шестерни z5=14;
  2.  число зубьев колеса z6=16;
  3.  модуль зацепления m5-6=9 мм;
  4.  условия проектирования максимальная изгибная прочность при  
    1.  коэффициенты смещения шестерни x5=0,57  и колеса  x6=0,26.

Значения коэффициентов смещения для шестерни и колеса выбираем при помощи блокирующего контура [1] (рис.2.2), исходя из заданного условия получения максимально возможной изгибной прочности зубьев колеса и шестерни при значении коэффициента торцевого перекрытия  

         Рисунок 2.2 –Блокирующий контур

Примем, что для нарезания колёс будет использован инструмент реечного типа с нормальным исходным контуром, ГОСТ 13755-81, параметры которого:

  1.  угол профиля  α = 20°;
  2.  коэффициент высоты головки зуба ;
  3.  коэффициент граничной высоты ;
  4.  коэффициент радиального зазора с*=0,25.

2.1.2 Расчет геометрических параметров и качественных показателей зацепления с помощью ЭВМ.

Расчет параметров  эвольвентного  зубчатого зацепления  выполнен с помощью  ЭВМ  по приведенным ниже расчетным зависимостям [2].

Угол зацепления w определяем из трансцендентного уравнения:

, (2.1)

где  ;

; ;

=20°; .

Уравнение (2.1) решено относительно w методом последовательных приближений.

Межосевое расстояние зубчатой передачи:  ,

где делительное межосевое расстояние.

Делительные диаметры колёс: , здесь и далее .

Начальные диаметры колес:

.

Основные диаметры колёс:

.

Диаметры окружности впадин:

,

Диаметры окружности вершин:

,

где - коэффициент уравнительного смещения;

- коэффициент воспринимаемого смещения.

Окружной делительный шаг зубьев: .

Окружной основной шаг зубьев

,

где  ра – шаг эвольвентного  зацепления.

Окружной начальный шаг зубьев:

.

Толщины зубьев окружные делительные:

.

         Толщины зубьев окружные основные:

,

где  .

Толщины зубьев окружные начальные:

.

Углы профилей зубьев колес в точке на окружности вершин:

.

Толщина зубьев по окружности вершин:

.

Радиусы кривизны активного профиля зубьев колёс в нижней точке:

шестерни;

колеса,

где  .

Радиусы кривизны в граничных точках профилей зубьев:

.

Коэффициент торцевого перекрытия

.

Удельные скольжения в кантатных точках профилей:

шестерни: ;

колеса  ,

где  и   радиусы кривизны сопряженных профилей в контактной точке.

         Результаты машинного расчета приведены в таблице 2.1. По ним составлена свободная таблица параметров зацепления (см. лист. 1 графической части работы).

          2.1.3. Проверочные расчёты

Для  проверки  правильности  результатов,  полученных  на ЭВМ, проведем следующие  расчеты.  

Проверка  межосевого  расстояния  и  начальных  диаметров  колёс:

мм =  мм - верно.

Проверка  диаметров окружностей вершин и окружностей впадин:

2

278,42 мм = 278,42  мм = 278,42 мм - верно.

Проверка  начальных  толщин  зубьев  и начального окружного шага:

16,05+13,54

29,59 мм  ≈  29,63 мм - верно.

Проверка выбора коэффициентов смещения:

Подрезание зубьев отсутствует при   где  

Заострение зубьев отсутствует при  .

                                       0,3m = 0,3∙9,00 = 2,7 мм;

> 2,7 ммзаострения нет;

> 2,7 ммзаострения нет.

Заклинивание (интерференция зубьев) отсутствует при  

Исходя из правильности проверки, делаем вывод о том, что расчет зубчатой пары выполнено, верно.

2.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

На основании таблицы  2.1 производим построение эвольвентного зацепления шестерни   в масштабе М 3:1 (). Проводим линию центров передачи и отметим на ней центры вращения колес , отложив межосевое расстояние проводим основные и начальные окружности колес диаметров . Потом проводим две линии зацепления  , которые касаются основных окружностей, и проверяем величину угла зацепления . Обе линии зацепления пересекают линию центров в одной точке        Р – полюсе зацепления, где соприкасаются начальные окружности колес. Вычертим делительные окружности диаметров  , а также окружности вершин и впадин .

Путем  обкатывания  построенной  линии  зацепления  n-n  по  основным окружностям  диаметра  построим  эвольвентные профили  зубьев  шестерни 5 и колеса 6, используя толщины зубьев  по каждой из вычерченных окружностей и радиус переходной  кривой  . Проводим оси симметрии пяти зубьев на каждом колесе,  используя окружные шаги    и угловые шаги  ,  и вычертим  по три  зуба  каждого колеса.

Выделяем активную линию зацепления (ab), активные участки профилей зубьев, дуги зацепления по начальным окружностям ( и отмечаем углы перекрытия . По результатам расчета коэффициентов удельных скольжений (см. табл. 2.1) на картине зацепления строим диаграммы удельных скольжений и переносим их на активные профили зубьев колёс.

          2.2 Синтез планетарного механизма

          2.2.1 Расчет входных параметров синтеза

Определим общее передаточное отношение зубчатого механизма от электродвигателя к кривошипу:

Следовательно, передаточное отношение планетарного механизма:

Принимаем .

При этом входными параметрами являются:

  1.  тип механизма АI-;
  2.  передаточное отношение
  3.  .;
  4.  передаточный крутящий момент
  5.  
  6.  все колеса механизма нарезаны без смещения режущего инструмента;
  7.  
  8.  ≤ 200;
  9.  

2.2.2 Расчет чисел зубьев колес механизма

          

Подбор чисел зубьев планетарного механизма точно воспроизводящих заданное передаточное отношение и удовлетворяющих основным условиям синтеза (соосности, соседства, сборки и отсутствия заклинивания), выполнен по специальной программе  на  ПЭВМ.  Результаты машинного расчета приведены в таблице 2.2.

          Из возможных вариантов чисел зубьев выбираем вариант при числе сателлитных блоков     с минимальным габаритом по делительным окружностям:

2.2.3 Проверка выполнения основных условий синтеза

Передаточное отношение:

Условие соосности:

Z1+Z2=Z4-Z3; 37+37=111-37; 74=74

Условие соседства:

где  Z=Z2=37 – большее из колес сателлитного блока,

 

Условие сборки:

где p=2,0 – число дополнительных полных оборотов водила при монтаже механизма;

с – произвольное целое число.

Условие отсутствия заклинивания для пары внешнего зацепления ;

Для пары внутреннего зацепления:

Основные условия синтеза для выбранного варианта чисел зубьев выполняются.

         2.2.4.Вычерчивание  схемы механизма и диаграмм  линейных и угловых скоростей

Радиусы начальных окружностей колес:

Окружная скорость точек колес z1 и z2, совпадающих с полюсом зацепления P12:

       

           На листе 1 графической части работы вычерчиваем схему планетарного механизма в масштабе 1:2 () и строим для него картину линейных скоростей при и план угловых скоростей при   .

Используя  план  угловых скоростей, определим частоты вращения и угловые скорости звеньев планетарного механизма и проверим графически его передаточное отношение:

n2=n3=(0-2,3) =69,747∙5=348,73 мин-1;

ω23=(0-2,3) = 69,747∙0,52=36,26 рад/с;

 =(0-H)  = 34,936∙5=174,68 мин-1;

(0-H) = 34,936∙0,52=18,16 рад/с;

U1H =  =   =  =4,0.

        3 ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

(лист 2 графической части работы)

В данной работе необходимо выполнить синтез кулачкового механизма с поступательно движущимся плоским тарельчатым толкателем с силовым замыканием (рис.3.1)

1-кулачок;  2-плоский толкатель; 3-пружина

Рисунок 3.1 – Схема кулачкового механизма

Задача синтеза кулачкового механизма состоит в построении профиля кулачка, обеспечивающего заданные законы движения толкателя.

3.1 Входные параметры синтеза

       Входными параметрами синтеза кулачкового механизма являются:

  1.  ход толкателя h=35 мм;
  2.  фазовые углы:
  3.   удаления у=90 град;
  4.  дальнего выстоя дв=90º;
  5.   приближения пр=70 º;
  6.  законы движения толкателя:
  7.   на фазе удаления - косинусоидальный;
  8.   на фазе приближения – синусоидальный.

      Поскольку полный рабочий цикл механизма совершается за один оборот кулачка, определим фазовый угол ближнего выстоя:

Переведем фазовые углы в радианную меру. Для этого воспользуемся формулой:

.

 

 

3.2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя

Для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка

Закон движения толкателя в задании представлен в виде зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка  

       Для нахождения искомой зависимости  необходимо дважды проинтегрировать функцию . Построим на втором листе работы указанную зависимость и дважды графически проинтегрируем её, предварительно рассчитав экстремальные значения аналогов скоростей и ускорений на фазах удаления и приближения.

На фазе удаления:

аналог ускорения

аналог скорости

На фазе приближения:

аналог ускорения

аналог скорости

где  h=35 мм – ход толкателя;

фазовые углы, рад.

Используя полученные максимальные значения аналогов скоростей и ускорений, вычерчиваем диаграммы движения толкателя

при следующих масштабных коэффициентах:

       для аналогов ускорений  

для аналогов скоростей  

для перемещений  

для углов поворота кулачка   

Определим длины отрезков, изображающих фазовые углы:

 

 

 

 

 

Проверим:

3.4 Построение центрового профиля кулачка.

   Центровой профиль кулачка (траектория центра ролика в его движении относительно кулачка) строим методом обращения движения (инверсии) при =0,001 Указанный  метод заключается в том, что всему механизму условно сообщается вращательное движение с угловой скоростью кулачка, но противоположно направленной, т.е. движение с (-ωk). При этом кулачок останавливается, а толкатель вместе со стойкой совершает вращательное переносное движение вокруг центра вращения кулачка с угловой скоростью (-ωk). Ролик при этом катится по неподвижному кулачку, в результате чего толкатель, кроме переносного вращательного движения вместе с опорой, совершает еще и относительное поступательное движение вдоль опоры, по закону S=f(φ), как и при действительном движении механизма.

     Для нахождения положений центра ролика в обращенном движении механизма производим следующие построения.

     Проводим вертикальную линию y-y (ось толкателя). На расстоянии e от этой линии выбираем центр вращения кулачка Ok (т.к. по заданию e=20). Проводим окружность

минимального радиуса центрового профиля r0, которая в пересечении с вертикалью  y-y  дает  точку B0 (начальное положение центра ролика). От этой точки на оси y-y  откладываем точки 1,2, 3 и т.д. – положение толкателя. От прямой  OkB0в направлении, противоположном вращению кулачка, откладываем последовательно φу,φд,φпр,φб. Углы φуи φпрделим на такое же число равных частей, как на графике S=f(φ). Через полученные точки деления проводим касательные к окружности радиусом e, соответствующие положениям толкателя в обращенном движении, а из точек деления на оси y-y – дуги концентрических окружностей до пересечения с соответствующими касательными и получаем точки 1/, 2/, 3 / и т.д. Соединив полученные точки плавной кривой, получим центровой профиль кулачка, который на фазах ближнего и дальнего выстоя представляет собой дуги окружностей радиусов r0и rmax= (r0+h), соответственно.

3.5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка.

   Во избежание пересечения частей профиля кулачка, радиус ролика должен быть меньше минимального радиуса кривизны центрового профиля кулачка, т.е. rp(0,7...0,8)ρmin. С другой стороны, из конструктивных соображений, радиус ролика не рекомендуется брать больше половины минимального радиуса центрового профиля кулачка, т.е. rp(0,4...0,5)r0. Из двух рассчитанных значений радиуса ролика следует выбрать меньшее. Для нахождения ρmin поступаем следующим образом: выбираем на выпуклой части центрового профиля кулачка точку K, в которой кривизна профиля кажется (на глаз) наибольшей, а следовательно радиус кривизны – наименьшим. Затем вблизи точкиK, на расстоянии 15…20мм с обеих сторон от нее выбираем еще две точки K/ иK//, которые соединяем хордами с точкой K. Через середины полученных хорд проводим к ним перпендикуляры. Точка М пересечения перпендикуляров является центром окружности, проходящей через все три выбранные точки, а радиус этой приближенно можно принять за ρmin:

ρmin=(МK)*=79*0,001=0,079м=79мм.

Таким образом, радиус ролика лежит в пределах:

rp(0,7...0,8)ρmin=(0,7...0,8)*79=55.3…63,2мм;

rp(0,4...0,5)r0=(0,4...0,5)*82=40,396…50,495мм.

Принимаем радиус ролика rp=30мм=0,030м.

Тогда на чертеже (rp)=rp/= 0,030/0,001=30мм

Строим практический (действительный) профиль кулачка в виде кривой, эквидистантой центровому профилю и отстоящей от него по общим нормалям на расстоянии, равном радиусу ролика rpкак можно больше окружностей с центрами в точках центрового профиля. Внутренняя огибающая кривая семейства всех этих окружностей и дает действительный профиль кулачка, который на фазах ближнего и дальнего выстоя представляет собой дуги окружностей радиусов R0иRmax, соответственно.

Другие работы

темах Семестр- пятый.


Смирнов Экзаменационный билет № 1 по дисциплине Операционные системы Специальность 230105 Программирование в компьютерных системах Семестр: пяты...

Подробнее ...

Клерамбо характерно все кроме- Выберите один ...


Психических автоматизмов Отзыв Правильный ответ: Иллюзий Ретроградная амнезия: Выберите один ответ: . Отзыв Правильный ответ: провал памяти на с...

Подробнее ...

Продолжить изучение жизни и творчества Ф


Воспитывать у учащихся любовь к русской поэзии. Сегодня мы поговорим о том без чего наша жизнь кажется пустой бессмысленной Это любовь. Настояща...

Подробнее ...

Лекция по философии 04.


пОЗИТИВИЗМ ПРОИСХОДИТ ОТ сЛОВА ПОЗИТИВУС ПОЛОЖИТЕЛьный течение западной философии охватывающее круги научнотехнической интеллигенции объявляющее...

Подробнее ...