- •2014-2015 Содержание
- •Кинематический анализ рычажного механизма.
- •1.1 Структурный анализ механизма
- •1.2 Построение планов положений механизма
- •1.3 Построение планов скоростей
- •1.4 Построение планов ускорений
- •2. Синтез кулачкового механизма
- •2.1 Построение кинематических диаграмм толкателя
- •2.2 Определение минимального радиуса кулачковой шайбы
- •2.3 Построение профиля кулачка
- •Канавки шкивов для клиновых ремней нормального сечения. Размеры, мм.
- •3. Расчет передачи редуктора
- •3.1 Допускаемые контактные напряжения:
- •3.2 Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
- •3.3 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
- •3.14 Проверка контактных напряжений :
- •3.15 Силы, действующие в зацеплении:
- •3.16 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
- •3.17 – Коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :
- •4.2 Компоновка редуктора.
- •5. Расчет шпоночных соединений.
- •5.1 Основные сведения
- •5.3 Алгоритм расчета призматической шпонки.
- •3. Находим допускаемые напряжения смятия .
- •3. Допускаемое напряжение смятия
- •6. Проверяем выбранную шпонку под напряжением смятия:
- •6. Конструкция зубчатых колес
- •6.1 Вал-шестерня:
- •6.2 Колесо
- •7. Выбор масла и вида смазки зубчатых колес редуктора.
- •7.1 Общие сведения
- •Масла, применяемые для смазывания зубчатых и червячных передач
- •8. Допуски и посадка деталей передач
2. Синтез кулачкового механизма
2.1 Построение кинематических диаграмм толкателя
Построение диаграмм толкателя ведем в масштабе по оси абсцисс.
Масштабный коэффициент
.
При максимальном удалении толкателя от оси кулачка ()его скорость и ускорение будут равны 0, поэтому диаграмма на соответствующих участках диаграмм обратится в горизонтальную линию, лежащую на оси абсцисс.
Принимаем .
Тогда .
Строим диаграмму ускорений, разделив ина 6 равных частей.
Рассчитаем полюсное расстояние:
.
Методом графического интегрирования строим диаграмму скоростей, которая представляет собой ломаную линию. Перед последующим интегрированием графика скоростей необходимо превратить его в плавную кривую.
Аналогичным методом строим график перемещений.
Масштабные коэффициенты по осям ординат диаграмм:
;
;
.
2.2 Определение минимального радиуса кулачковой шайбы
Задачей динамического синтеза в данном случае является определение такого минимального радиус-вектора профиля кулачка и такого рассточнияd между центрами вращения кулачка и толкателя, при наличии которых переменный угол передачи движенияни в одном положении кулачкового механизма не будет меньше.
Производим динамический синтез кулачковых механизмов типа II [1].
Все построения ведем в масштабе .
Минимальный радиус-вектор
.
Расстояние между центрами вращения толкателя и кулачка
.
2.3 Построение профиля кулачка
С учетом полученных ранее величин производим кинематический синтез кулачковых механизмов типа II [1], в результате чего получаем теоретический профиль кулачка.
Принимаем радиус ролика в масштабе
.
Для полученbя практического профиля кулачка строим огибающую дуг радиуса r ролика, имеющих центры на теоретическом профиле.
1. Энерго-кинематический расчет привода
Выбор электродвигателя.
Рассчитаем КПД привода:
1.2 Определение общего передаточного отношения привода.
Примем следующие значения передаточного отношения зубчатой и ременной передачи:
1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя.
1.4 Определение требуемого числа оборотов электродвигателя.
Требуемая (расчетная) частота вращения вала электродвигателя, исходя из кинематической схемы привода:
1.5 Выбор марки электродвигателя.
Марка электродвигателя выбирается согласно существующему ряду электродвигателей.
Выбираем марку электродвигателя: 112М6 ТУ16-525.564-84;
Его параметры:
1.6 Уточнение передаточного отношения.
;
1.7 Определение частоты вращения и угловых скоростей валов.
1.8 Определение передаваемой мощности и крутящего момента на валах привода.
Сводная таблица крутящих моментов и частот вращения валов привода.
№ вала |
1 |
2 |
3 |
4 |
n,об/мин |
955 |
321 |
80 |
40 |
Т,Нм |
18,03 |
56,6 |
234,4 |
501,2 |
Р,кВт |
3 |
2,85 |
2,75 |
2,57 |
ω, рад/с |
99,96 |
33,54 |
8,39 |
4,19 |
2. Расчет открытой передачи (клиноременной) .
Расчёт производят по следующим исходным данным: 1. Мощность на ведущем валу . 2. Частота вращения ведущего вала. 3. Частота вращения ведомого вала . 4. Передаточное число ремённой передачи. 5. Вращающий момент ведущего вала.
2.1 Диаметр меньшего шкива:
По номинальному моменту ведущего вала в таблице 2.1. выбирают сечение ремня с площадью поперечного сечения ремня F и диаметром ведущего шкива Dmin . В табл. 2.1. указано минимальное значение D1 .
Таблица 2.1.
Тип |
Обозначение сечения |
Размеры сечения, мм |
F, мм2 |
L, м |
D1, мм |
T1, Нм | |||
b |
be |
h |
y0 | ||||||
Нормаль-ного сечения |
А |
13 |
11 |
8 |
2.8 |
81 |
0.56-4.0 |
90 |
15-60 |
2.2 Диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения
Таблица 2.2
Относительное скольжение ремня.
Тип ремня |
|
Корд шнуровой |
0.01 |
Рассчитанное значение D2 округляем по стандартному ряду диаметров шкивов.
2.3 Уточняем передаточное число:
2.4 Пересчитываем:
2.5 Определяем скорость ремня:
2.6 Определяем межосевое расстояние a: его выбираем в интервале:
2.7 Расчётная длинна ремня определяется по формуле:
Выбираем ближайшую по стандартному ряду длину ремня
2.8 Вычисляем среднее значение диаметра шкива:
2.9 Определяем новое значение с учетом стандартной длиныпо формуле:
2.10 Угол обхвата меньшего шкива, в градусах:
2.11 Окружная скорость, м/с:
2.12 Допускаемое окружное усилие на один ремень.
методом интерполяции находим величину окружного усилия , передаваемого одним клиновым ремнем прии длине.
Коэффициент -учитывает влияние угла обхвата, определяется по формуле:
Коэффициент -учитывает влияние длины ремня, определяется по формуле:
Коэффициент режима работы CP :
CP =1;
2.13 Определяем окружное усилие, передаваемое ременной передачей:
2.14 Расчетное число ремней
2.15 Определяем усилия, действующие в ремённой передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения
-Предварительное натяжение каждой ветви ремня, Н
- Рабочее натяжение ведущей ветви, в Н
-Натяжение ведомой ветви, в Н
- Усилие на валы в Н:
2.16 Шкивы клиноременных передач
Материал шкивов – чугун СЧ 15 – 32, сталь 25Л или алюминиевых сплавов.
Расчетные диметры шкивов назначают из стандартного ряда. Конфигурация обода шкива и размеры канавок даны в таблице 2.3
Шероховатость рабочих поверхностей Rz 2.5 мкм.
Стандартные диаметры шкивов, профили канавок для ремней нормального сечения и их размеры:
Промышленность выпускает клиновые ремни трёх видов: нормального сечения, предназначенные для общего применения; допускаемая скорость до 30 м/с; узкие – для скорости – до 40 м/с; широкие – для бесступенчатых передач (вариаторов). Стандартные длины L клиновых ремней, мм:
400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.
Стандартные диаметры шкивов D, мм:
63; 71; 80; 90; 100; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000.
Шкивы выполняют дисковыми, если их расчётный диаметр не превышает следующих значений, мм:
-
для ремней А
до 200
Таблица 2.3