- •Завдання на курсовий проект
- •1. Кінематичне дослідження шарнірно-важільного механізму
- •1.1 Структурний аналіз механізму
- •1.2. Побудова планів положень механізму
- •1.3 Побудова діаграм переміщення, швидкості, прискорення повзуна
- •1.4 Побудова планів швидкостей механізму
- •1.5 Побудова планів прискорень механізму
- •2. Силове дослідження механізму
- •2.1 Визначення зовнішніх сил
- •2.2. Силовий розрахунок групи Ассура 5-6
- •2.3 Силовий розрахунок групи Ассура 3-4
- •2.4 Силове дослідження вихідного механізму
- •3. Синтез кулачкового механізму
- •3.1 Побудова діаграм змін руху вихідної ланки
- •3.2 Визначення мінімального радіуса кулачка
- •3.3 Побудова профілю кулачка
- •3.4 Побудова механізму, що замінює
- •3.5 Визначення швидкості механізму, що замінює
- •4. Визначення моменту інерції маховика
- •4.1 Визначення приведеного моменту сил корисного опору
- •4.2 Побудова діаграм робіт
- •4.3 Побудова діаграми зміни кінетичної енергії механізму
- •4.4 Визначення приведених моментів інерції машини без маховика
- •4.5 Визначення моменту інерції маховика
- •4.6 Визначення розмірів маховика
- •5.Розрахунок зубчастої передачі
- •5.1 Розрахунок геометричних параметрів евольвентної циліндричної передачі зовнішнього зачеплення
- •5.2 Перевірка геометричних умов існування передачі
- •Список літератури
4.5 Визначення моменту інерції маховика
Методом графічного виключення з діаграм ΔТ = ΔТ (φ), і Jпр = Jпр (φ) загального параметра φ, будуємо криву Віттєнбауера – діаграму ΔТ = ΔТ (Jпр).
До отриманої кривої проводимо дотичні під кутами ψmax і ψmin до осі Jпр, які відтинають на осі відрізок кm.
Кути нахилу дотичних визначаємо по формулах:
; ψmax=23,50
, ψmin = 25.60
Тоді момент інерції маховика
кг м2
4.6 Визначення розмірів маховика
Приймемо діаметр маховика D = 1 м. Тоді маса маховика
m = 4JM /D2 = 4·151/1 = 604 кг.
Визначимо окружну швидкість маховика
V = π D n/60 = 3,14·1·79/60 = 4.3 м/с
Така швидкість припустима для чавунних маховиків (V < 35 м/с)
Ширина обода маховика м = 245 мм
Товщина обода маховика с = 0,4 b= 0,4·0,245 = 0,098м = 98 мм
Вичерчуємо перетин обода маховика в масштабі М 1:5
5.Розрахунок зубчастої передачі
5.1 Розрахунок геометричних параметрів евольвентної циліндричної передачі зовнішнього зачеплення
Вихідні дані для розрахунку: число зубів Z4 = 14; Z5 =45 ;модуль m =7 мм; кут нахилу зубів β = 0; параметри вихідного контуру за ДСТ 13755-68 (h*а = 1,0; с* = 0,25; ρ* = 0,384; α = 200); коефіцієнти зсуву х1 =0,85 і х2 = 0,63. Далі привласнюємо шестірні а індекс 1, колесу в індекс 2.
Крок зубчастого зачеплення
p = π m =3,14*7=21,98 мм
Коефіцієнт суми зсувів
хΣ = х1 + х2 = 0,85+0,63 = 1,48
Кут профілю інструмента в торцевім перекритті
Кут зачеплення в торцевім перекритті
Міжосьова відстань
Ділильна міжосьова відстань
Ділильні діаметри
Передаточне число
45/14 = 3,214
Початкові діаметри
Коефіцієнт сприйманого зсуву
Коефіцієнт зрівняльного зсуву
Діаметри вершин
Діаметри западин
Діаметри основних окружностей
Товщина зубів по дузі ділильної окружності
Ширина западин по дузі ділильної окружності
Висота зубів
= (121,52 – 92,4)/2 = 14,56 мм
= (355,44 – 306,22)/2 = 29,22 мм
5.2 Перевірка геометричних умов існування передачі
Перевірка відсутності підрізу зубів
Проводимо по шестірні, повинне виконуватися умова
Де
Тому що 0,85>0,18, то підріз зубів відсутній.
Перевірка нормальної товщини зубів на поверхні вершин
Загострення зубів буде відсутнє, якщо виконується умова
де [sаi] = 0,25т= 0,25*7= 1,25 мм - припустима товщина зубів на поверхні вершин
Тут dai – діаметр окружності вершин i-го колеса;
βа – кут нахилу лінії вершин зуба, який визначається з умови
Перевірку відсутності загострення зубів виконуємо для шестірні:
Оскільки 5,12 > 1,75, то загострення зубів відсутнє.
Список літератури
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин М.: Наука, 1988. – 640 с.
Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин. – К.: Наукова думка,2001. – 660 с.
Кіницький Я.Т. Практикум з теорії механізмів і машин. – Львів: Афіша, 2002.