Курсовая работа: Механізм приводу поршневого насосу

Виконуємо перевірку розрахунків на ЕОМ

Викреслювання елементів зубчастого зачеплення

Побудову евольвентного зачеплення виконуємо в масштабі М5:1. На лінії центрів коліс від точки Р (полюса зачеплення) відкладаємо радіуси rW1 і rW2 початкових кіл та будуємо ці кола.

Проводимо пряму  під кутом , після чого з центрів коліс О1 і О2 відкладаємо перпендикуляри до цієї прямої  та . Ці відрізки є радіусами основних кіл і.

Будуємо евольвенти, які описує точка Р прямої  при перекочуванні її по основних колах. При побудові евольвенти 1-го колеса ділимо відрізок  на чотири рівні частини (3=32=21=P1) і з точки 3 проводимо дугу радіуса 3Р до перетину в точці Р' з основним колом (). Дугу  також ділимо на чотири рівні частини (). На прямій  за точкою  відкладаємо відрізки (45=56=…), рівні Р1, а на основному колі - дуги (), рівні дузі . Через точки  проводимо перпендикуляри до відповідних радіусів

На цихперпендикулярах (вони дотикаються до основного кола) відкладаємо відрізки , відповідно рівні відрізкам  З’єднуючи послідовно точки плавною кривою, одержуємо евольвенту для 1-го колеса. Аналогічно будуємо евольвенту для 2-го зубчастого колеса.

Будуємо кола виступів обох коліс  і . Знаходимо точки перетину цих кіл з відповідними евольвентами - крайніми точками на профілях головок.

Будуємо кола западин обох коліс  і . Оскільки , то від основи евольвенти до кола западин проводимо радіальний відрізок, а потім біля основи зубця робимо закруглення радіусом 0,38m. Оскільки , то одержуємо точку перетину кола западин з евольвентою, а потім біля основи робимо закруглення радіусом 0,38m.

Будуємо ділильні кола, одержуємо точку перетину ділильного кола з евольвентою. Від цієї точки відкладаємо вліво дугу, яка рівна половині товщини зубця і через одержану точка проводимо вісь симетрії зубця.

Таким самим способом віддзеркалюємо інші точки евольвенти. В результаті отримуємо зубець колеса, по якому вирізаємо з твердого паперу шаблон, яким користуємося при побудові інших зубців. Аналогічно будуємо зубці 2-го колеса. Обов’язковим є побудова трьох зубців кожного колеса.

Робочі ділянки профілів зубців

Ті ділянки профілів зубців, які беруть участь в зачеплені, називають робочими. Для того щоб знайти ці ділянки потрібно через точку а із центром О1 провести дугу радіусом О1а до перетину в точці А1 з профілем зубця першого колеса і через точку b із центра О2 проводимо дугу радіусом О2b до перетину з профілем зубця другого колеса. Ділянки А1В1 і А2В2 профілів зубців є робочими ділянками профілів. Для позначення на креслені цих ділянок, потрібно провести лінії паралельні А1В1 і А2В2 на відстані 1.5-2 мм і заштрихувати смужки, які отримали. Довжини робочих ділянок не є однакові, оскільки спряжені профілі зубців перекочуються один по одному з проковзуванням.

Дуга зачеплення

Кожну з дуг початкових кіл, які перекочуються одна по одній під час зачеплення однієї пари спряжених профілів, називають дугою зачеплення.

Для її побудови через крайні точки А1 і В1 робочої ділянки першого колеса проводимо по направленню ввігнутості нормалі А1а′ і В1b′ до цього профілю. Знаходимо точки а1 і b1 перетину цих нормалей з початковим колом першого колеса. Дуга а1b1 є дугою зачеплення на початковому колі першого колеса. Аналогічно будуємо дугу зачеплення а2b2 на початковому колі другого колеса.

Довжину k дуги зачеплення визначають за формулою  де L – довжина активної частини лінії зачеплення ().

Для визначення дуги зачеплення графічним шляхом потрібно через крайні точки а і b активної лінії зачеплення провести перпендикуляри до неї до перетину в точках а′ і b′ з загальною дотичною до початкових кіл. Відрізок а′b′ рівний довжині k дуги зачеплення.

Визначення якісних показників зачеплення

Коефіцієнти перекриття ε

Коефіцієнтом перекриття називають відношення довжини  дуги зачеплення до довжини кроку  на основних колах коліс:

Оскільки , то

де М – масштаб побудови зачеплення.

Цією формулою зручно користуватись, оскільки зачеплення двох коліс вже викреслено і довжину L() можна виміряти.

Коефіцієнт перекриття не повинен бути більшим двох.

Цією формулою зручно користуватись, так як зачеплення двох коліс вже викреслено і довжину L можна виміряти.

Коефіцієнт перекриття можна визначити також за формулою

Коефіцієнт перекриття не повинен бути меншим одиниці.

Коефіцієнт відносного ковзання

Характеристикою шкідливого впливу проковзування є коефіцієнти λ1 і λ2 відносного ковзання, які визначаються за формулами

де е = N1N2 – довжина теоретичної лінії зачеплення,

де х – відстань від точки N2 відраховуємо в напрямку до точки N1.

Користуючись цими формулами, складаємо таблицю значень λ1 і λ2. Для прикладу, якщо х =10мм, то

Всі інші значення λ1 і λ2 , можна подати у вигляді таблиці 1.

Таблиця 7. – Значення коефіцієнтів відносного ковзання

Користуючись даними таблиці 1. будуємо діаграми =f(x) і =f(x).

 1/мм.

Для того щоб виділити ті частини діаграм, які вказують значення λ1 і λ2 для робочих ділянок профілів, потрібно через точки a i b провести перпендикуляри до лінії зачеплення, які відокремлюють на діаграмах шукані ділянки (заштриховані на креслені).

Коефіцієнт питомого тиску

Цей коефіцієнт знаходиться при розрахункові зубців коліс на контактну міцність і визначається за формулою:

,

де m - модуль зачеплення, .

При х = 10мм

Таблиця 8. - Значення коефіцієнтів питомого тиску

Користуючись цими даними будуємо діаграму в масштабі    1/мм.

Синтез та кінематичний аналіз планетарного механізму

Задача

Виконати синтез планетарної передачі, яка входить до складу приводу (рис.1), за такими вихідним даними:

-  частота обертання електродвигуна:  об/хв;

-  частота обертання кривошипа робочої машини:  об/хв;

-  кількість зубців коліс: , ;

-  модуль планетарного механізму мм.

Визначаємо передаточне відношення планетарного редуктора .

Оскільки передаточне відношення від двигуна до робочої машини

,

.

 то

Рисунок 10.-Схема приводу

Безмашинний розрахунок числа зубців планетарного редуктора

Задаються числом зубців малого центрального колеса 1 так, щоб було

Z1 ³ 18. При цьому , для забезпечення умови складання Z1 повинно бути кратним числу сателітів . Найбільш вигідне число сателітів n=3 . Тоді , при кратному n значення Z1

З умови забезпечення передаточного відношення визначають число зубів Z2

Великого (короного) центрального колеса:

При цьому значення Z2

Закругляють до числа , кратного числусателітів , і щоб Z2

Задовільняло умові правильності зачеплення .

Де N- ціле число.

де u1H - передаточне відношення редуктора;

p - ціле число повних обертів водила;

З умови співвісності вибирають число зубів сателіта

.

Перевіряємо на умову сусідства.

 ,

де k - кількість сателітів;

сусідства виконується.

Отже, Z1=18, Z2=63, Z3=144.

Синтез планетарного механізму з застосуванням ЕОМ (Додаток Б).

Приймаємо:

- планетарна передача за схемою 1;

- кількість сателітів К =3;

- допустима похибка величини U3H : E = 3%;

- модулі коліс: m1 = m2 = 3 мм;

- зона пошуку Z1 min = 18, Z1 max = 50; Z2 min = 20, Z2max = 60.

Аналіз результатів синтезу на ЕОМ

Прийняті вихідні дані задовольняють декілька варіантів механізмів (див. Додаток Б), серед яких найменші розміри будуть у планетарного редуктора з числами зубців коліс:

Z1 = 18, Z2 = 63, Z3 = 144.

Визначаємо фактичне передаточне відношення:

U1HФ =1-U13H = 1+ z3/z1 = 1+144/18 =9

Кінематичний аналіз планетарного механізму

А. Визначаємо значення абсолютних  і відносної  кутових швидкостей ланок аналітичним методом:

 рад/с;

 рад/с.

Для обчислення скористаємось формулою Вілліса:

, де .

Звідки:

 рад/с.

Кутова швидкість блоку сателітів відносно водила:

 рад/с.

Б. Графічний метод визначення кутових швидкостей

Визначаємо розміри планетарного механізму:

 мм;

 мм;

 мм.

Визначаємо коефіцієнт корисної дії (ККД).

При ведучому колесі і U1H > 1 приймаємо ККД пари зубчастих коліс оберненого механізму  Тоді

 [8]

ККД планетарного механізму визначаємо за формулою [8]

.

Схему механізму викреслюємо з масштабним коефіцієнтом ml=r1/L(r1)=0.027/10.8=0.0025 м/мм.

Графічний метод зводиться до побудови трикутника лінійних швидкостей кожного колеса і находження з них ωі.

Колова швидкість колеса Z1:

VА = ω1×r1 = 146.6×0.027=3.96м/с.

Пряма ОА′ утворює з вертикаллю кут  і є лінією розподілу швидкостей точок на радіусі колеса . Колесо  є нерухоме, тому через точку O проходить вісь миттєвого обертання блока сателіта з колесом .

На блоці коліс відомі швидкості точок O і B, тому B’A’ є прямою розподілу швидкостей для коліс  і , які утворюють кут  з вертикаллю. Швидкість осі О2 колеса виражається відрізком BB’. З’єднуючи точку B’ і вісь О, знаходимо пряму розподілу швидкостей для водила Н, яка утворює кут з вертикаллю.

Для отримання наочного уявлення про кутові швидкості коліс планетарного механізму будуємо діаграму кутових швидкостей.

Проводимо довільну горизонтальну лінію. З точки F, яка відкладається на довільній відстані від цієї лінії, під відповідними кутами , ,  до вертикалі, проводимо промені до перетину з цією лінією. Отримуємо точки перетину d, c, b, a, які визначають відрізки dc, cb, ca, довжина яких пропорційна кутовій швидкості відповідних ланок.

Масштаб залежить від довжини відрізка cF.

Довжина вектора (АA′) колової швидкості VA прийнята 60 мм, а відрізок (cF) = 30мм.

Тоді масштабний коефіцієнт:

mv = VA / (A′1A1) = 3.96/60=0.066(м/с)/мм.

На кресленні діаграми кутових швидкостей коліс знаходимо масштабний коефіцієнт , що розраховується за формулою:

 ;

.

З креслення знаходимо довжини відрізків:

cd =-23.89 мм, ca = 164.01 мм, cb = 18.41 мм.

Визначаємо кутові швидкості всіх ланок графічним методом:

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

рад/с.

6. Визначення похибок при визначенні кутових швидкостей отриманих графічним і аналітичним методами

;

;

;

Література

1.Артоболевський И.И. Теория механизмов и машин. – М: Наука, 1988. – 640 с.

2.Теория механизмов и машин / Фролов К.В., Попов С.В. Мусатов А.К. и др.; Под ред. К.В.Фролова.–М.: Высш. шк., 1987.–496с.

3.Заблонский К.И., Белоконев И.М., Щекин Б.М. Теория механизмов и машин.–К.: Вища школа, 1989.–370с.

4.Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / Кореняко А.С., Кременштейн Л.И., Петровский С.Д. и др.; Под ред. А.С. Кореняко.–К: Вища школа, 1970.–330с.

5. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.–М.: Высш. шк., 1998.–351с.

6. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: навчальний посібник / Є.І.Крижанівський, Б.Д.Малько, В.М.Сенчішак та ін.–Івано-Франківськ: 1996.–357с.

7. Теорія механізмів і машин. Механічні передачі: Навч. посібник І.І.Вишенський.–К.: НМКВО, 1992.–356с.

8. Мохнатюк А.І. Синтез кулачкових механізмів на ЕОМ: Навч. посібник.–К.: НМКВО, 1992.–188с.

9. Синтез планетарних передач на ЕОМ. Навчальний посібник до курсового проектування з дисципліни “Теорія механізмів і машин “ / А.І. Мохнатюк.–Вінниця: ВДТУ, 1997.–73с.

10. Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин. Підручник.–К.: Наукова думка, 2002.–660с.

11. Вірник М.М. Курсове проектування з теорії механізмів і машин.–Вінниця: ВДТУ, 2002.–230с