Проектирование и исследование механизмов насосной установки с электроприводом

Ограничение по подрезу зуба определяет левую границу интервала для выбора коэффициента смещения x1. Допустимое значение коэффициента торцевого перекрытия для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи. В результате получаем правую границу интервала для выбора x1. По ГОСТ 16 532– — 81 выбираем.

x1=0.5 мм.

Выбрав коэффициент смещения x1, проводится расчет параметров зубчатой передачи по приведенным выше формулам. На основе данных расчета проводится построение станочного зацепления и зацепления колесо — шестерня.

В станочном зацеплении эвольвентный профиль зуба шестерни получается нарезанием методом обкатки. Схема станочного зацепления строится по упрощенной методике, изложенной в [1].

Эвольвентный профиль зуба колеса, получается, по определению эвольвенты. По вычисленным параметрам проектируемая зубчатая передача строится по методике, изложенной в [1].

4.

4. Проектирование планетарного редуктора.

Исходными данными для проектирования являются:

Планетарный двухрядный механизм со смешанным зацеплением.

Число сателлитов k =3.

Передаточное отношение редуктора uред=8,9.

Под синтезом будем понимать подбор (определение) чисел зубьев планетарных механизмов при условии, что зубчатые колеса нулевые, а радиальный габарит механизма минимальный.

При проектировании необходимо выполнить ряд условий:

Отклонение от заданного передаточного отношения не должно превышать 10% (5%).

2. Обеспечить отсутствие подреза у нулевых зубчатых колес:

У колес с внешними зубьями z1, z2, z3 ≥18;

У колес с внутренними зубьями z4 ≥85.

3. Обеспечить отсутствие заклинивания в зацеплении сателлит -.

коронная шестерня.

Заклинивания нет, если z4 — z2 ≥ 8.

4. Обеспечить выполнение условия соосности входного и выходного звеньев.

5. Необходимо обеспечить выполнение условие соседства.

(окружности вершин соседних сателлитов не должны касаться друг друга).

6. Обеспечить выполнение условия сборки. Определить условие сборки, исходя из чертежа невозможно, необходимо проверить.

выполнение этого условия по уравнению.

Формула для определения передаточного отношения через число зубьев редуктора со смешанным зацеплением имеет вид:

откуда 9−1=8.

Представим внутреннее передаточное число механизма в виде произвольной комбинации сомножителей:

= = 8.

Тогда для определения числа зубьев редуктора необходимо подобрать неизвестные коэффициенты, входящие в уравнения:

z1 = (D — C) Aq.

z2 = (D — C) Bq.

z3 = (A + B) Cq.

z4 = (A + B) q.

При этом должны выполняться условия:

z1>17, z2>17, z3>20, z4>85,.

z4 — z2>8.

В результате подбора коэффициентов A (A=2), B (B=4), C (C=2), D (D=8) и параметра q (q=2) получены следующие числа зубьев редуктора:

z1 = 24.

z2 = 48.

z3 = 24.

z4 = 96.

Определим погрешность передаточного отношения:

1,1%˂5%.

В исходных данных не задано значение модуля m зубчатых колес редуктора.

Определим m из условия контактной прочности и изгибной выносливости.

Упрощённая формула:

Формулы справедливы, если зубчатые колеса выполнены из стали 40Х.

m=2.1, по ряду стандартных модулей примем:

m=2 мм Проверим выполнение ряда условий:

Условие соосности:

z1+ z2 = z4- z3 24+48 = 96−24 72 = 72.

2. Условие сборки.

где k = 3, Ц-целое число, p = 1,2,3…

((9· 24)/3)·(3·р+1)= целое, при любых p.

3. Условие соседства.

0,69.

0,866>0,69.

Т.е. все условия выполнены. Тогда определим радиусы делительных окружностей колес:

24 мм.

48 мм.

24 мм.

96 мм.

Для планетарного редуктора берем полученные параметры зубчатых колес.

С помощью графического метода было определено передаточное отношение полученного планетарного редуктора =9, что совпало с подсчитанным значением, как и следовало ожидать.

5. Проектирование кулачкового механизма.

5.

1. Исходные данные.

На рис.

1а задан закон изменения ускорений ,.

ход толкателя кулачкового механизма: = 0.014 м, максимальный угол давления кулачка[] = 18°,.

угол рабочего профиля = 360.

5.

2. Построение кинематических диаграмм.

Все построения изображены на листе № 4 формата А1.

Применяя возможности ЭВМ находим недостающие кинематические характеристики мехназма и .

Определим масштабы диаграмм, , (:

5.3 Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом.

Основные размеры механизма определяют с помощи фазового портрета, представляющего собой зависимость ().

Фазовый портрет ограничиваем в характерных точках лучами, которые проводим под заданным допустимым углом давления. Внутри ограниченной лучами ОДР выбираем положение оси вращения кулачка и определяем искомые размеры кулачкового механизма: = 0.01 м.

5.4 Построение профиля кулачка.

Для построения профиля кулачка был использован метод обращения движения: вращение кулачка останавливается, а толкателю сообщается угловая скорость, равная — .

Масштаб, в котором были осуществлены построения:

Построения начинают с построения окружности радиусом. Выбирают произвольно точку и от нее по направлению — откладывают угол рабочего профиля кулачка. Затем полученную дугу разбивают на 12 равных дуг, получая точки 1,2,3.

24. На продолжении лучей, ограничивающих дуги откладывают перемещения, взятые с графика перемещений в соответствующих точках, получая точки 1', 2', 3'.24'. Проводя дугу через полученные точки, строят теоретический (центровой) профиль кулачка. По условию задано принять радиус ролика равным = 0.25 =0.0025 м. Выбрав радиус ролика, построим ряд окружностей этим радиусом в выбранном масштабе построений с центрами на теоретическом профиле. Чем чаще будут построены окружности, тем лучше. Затем строим касательные к этим окружностям, и получают рабочий профиль кулачка.

Радиус начальной шайбы конструктивного профиля 0.0075 м.

5.5 Построение графика углов давления.

Воспользуемся аналитическим методом определения угла давления.

Диаграмма угла давления изображена на листе № 4 формата А1.

Масштаб графика:

6.

Заключение

.

В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:

1. Определены размеры и определен закон движения механизма насосной установки при установившемся режиме работы. Определено среднее значение угловой скорости кривошипа, рассчитан необходимый момент инерции маховых масс, обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности =0.048 и равный = 11.4 кг· м². Получена величина движущего момента в нулевом приближении на участке поворота кривошипа от 0 до 2π, которая равна =364.

8 H∙м, а также построена зависимость движущего момента в первом приближении.

2. Для заданного положения механизма проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и движущий момент, действующий на звено 1.

H∙м, Н, H, H, Н, H, H, H 361,86 8667 296,3 -0,98 144,8 1174,1 8633,3 8521.

Величина движущегося момента, определенная при силовом расчете, отличается от значения, определенного на 1 листе на 0.

85%.

3. Спроектирована эвольвентная цилиндрическая зубчатая передача.

4. Спроектирован двухрядный планетарный редуктор с передаточным отношением =9 и числами зубьев z1 =24, z2 =48, z3 =24, z4 =96.

5. Спроектирован кулачковый механизм. Параметры кулачкового механизма: минимальный радиус начальной шайбы кулачка = 0.01 м при допустимом угле давления []=18°, радиус ролика =0.0025 м и радиус начальной шайбы конструктивного профиля 0.0075 м.

7.

Список литературы

1. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование. Под редакцией Г. А. Тимофеева и Н. В. Умнова М.: МГТУ, 2010 г.

2. Определение закона движения механизма. В. Б. Тарабарин Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2005 г.

3. Теория механизмов и механика машин. К. В. Фролов М: МГТУ, 2002 г.

4. Силовой расчет механизмов. Под редакцией В. Б. Тарабрина М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 1999 г.

5. Проектирование зубчатых простых и сложных механизмов. В. Б. Тарабарин М.: МВТУ, 2003 г.

6. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование кулачковых механизмов. В. Б. Тарабарин М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2005 г.

Приложение.

4A132М2У3.