Проектирование, кинематическое и динамическое исследование механизмов зубодолбежного полуавтомата

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство Образования Российской Федерации

Саратовский Государственный Технический Университет

Кафедра «Теория механизмов и деталей машин».

Курсовой проект на тему:

«Проектирование, кинематическое и динамическое исследование механизмов зубодолбежного полуавтомата»

(текстовые документы)

Саратов 2011



Содержание

Введение

1. Синтез кривошипно - коромыслового механизма привода штосселя с долбяком

2. Кинематический расчет кривошипно-коромыслового механизма

2.1 Определение средней угловой скорости кривошипа по заданной скорости резания

2.2 Получение 1-ой передаточной функции коромысла методом построения планов скоростей

2.3 Построение плана ускорений для 5-го положения механизма

3. Силовой анализ механизма методом кинетостатики

4.Динамический анализ механизма привода. Расчет маховика

4.1 Расчет приведенного момента

4.2 Расчет приведенного момента инерции синтезированного

механизма

4.3 Расчет маховика

5. Проектирование кулачкового механизма распределительного вала

5.1 Аналитическая зависимость, закон движения толкателя

5.2 Расчет координат теоретического профиля кулачка

6. Проектирование зубчатых передач скоростной кинематической цепи зубодолбежного станка

6.1 Расчет параметров эвольвентных зубчатых колес

6.2 Расчет станочного конического дифференциала станка

6.3 Расчёт планетарного редуктора скоростей



Введение

Объектом исследования являются механизмы зубодолбежного станка для нарезания прямозубых цилиндрических колёс. Станок работает методом обкатки: нарезаемое колесо и долбяк вращаются синхронно, имитируя работу реальной передачи. При этом боковые поверхности зубьев образуются как огибающие производящей поверхности долбяка.

Долбяк закрепляется на штосселе, совершающем возвратно - поступательное движение посредством кривошипно-коромыслового механизма, исследуемого на 1-м листе. Нарезаемое колесо (заготовка) закрепляется на шпинделе бабки изделия. Цепь обкатки деления обеспечивает синхронное вращение заготовки и долбяка.

Заданная средняя скорость долбяка обеспечивается настройкой гитары скоростной цепи, включающей планетарный редуктор, представленный на листе 4.

Цепь подачи долбяка в заготовку осуществляется за счет кулачка (лист 3) установленного на распредвале.



1.Синтез кривошипно-коромыслового механизма привода штосселя с долбяком

Механизм спроектирован из условия обеспечения коэффициента изменения средней скорости К=1.

Обозначим угол г_max -максимальный угол качания коромысла. Примем его равным 30⁰, тогда:

O₂D=L'₃=H(мм)/ г_max(рад)==114.65 (мм)

Исходя из заданного значения л₂=0,5 определяем плечо ВО₂ коромысла:

L₃=ВО₂= O₂D/ л₂=114.65 /0.5=229.3 (мм)

Биссектриса угла качания коромысла располагается горизонтально. В этом случае ось кривошипа будет располагаться на вертикальной прямой. Длина кривошипа будет равна:

L₁=O₁A=В*В**/2=59 (мм)

Длина шатуна равна:

L₂=AB= L₁/л₁=59.2/0.3=197.3 (мм)

Для каждого из обозначенных положений точки А кривошипа строится положение остальных звеньев(L₁, L₂,L₃,L'₃,). 2-е положение строится в толстых линиях.

Далее строится график зависимости положения коромысла от положения шатуна(ц₃=f(ц₁))



2. Кинематический расчет кривошипно-коромыслового механизма

2.1 Определение средней угловой скорости кривошипа по заданной скорости резания

зубодолбежный полуавтомат кинематический привод

Предполагаем, что вращение кривошипа равномерно щ₁=const.

Для обеспечения средней скорости резания Vр заданной в исходных данных необходимо рассчитать время одного оборота кривошипа. Путь пройденный долбяком за 1 оборот кривошипа равен 2Н.

t_1об=2Н/Vp=2*60(мм)/25(м/мин) =2*60*60/(25*1000)= 0.288 (с)

Количество оборотов в минуту равно:

n=60/ t_1об=60/0.288 =208 (об/мин)

Угловая скорость вращения кривошипа:

щ₁=р*n/30=21.8 (c^-1)

2.2 Получение 1-ой передаточной функции коромысла методом построения планов скоростей

Все планы скоростей выходят из единого полюса Pv. Строится окружность радиусом 11см с центром в полюсе Pv. На этой окружности согласно уравнению строятся скорости точки А для всех обозначенных положений кривошипа

По произведенным построениям планов скоростей строится график зависимости скорости долбяка от положения кривошипа (V_f=f(ц₁))

Масштаб плана скоростей рассчитывается из следующих соображений:

Kv=V_A/V'_A где:

V_A- скорость точки А, V'_A- размер в сантиметрах скорости точки А на плане скоростей.

Скорость точки А:

V_A= щ₁*L₁=21.8*0.059=1.3 (м/с)

Масштаб плана скоростей:

Kv=V_A/V'_A =1.3(м/с)/100(мм)= 0.013 м*с^-1[мм]^-1

На основе плана скоростей для заданного положения (2) определяем:

V_B=b₂*Kv=69.3*0.013=0.9 (м/с)

V_BA=a₂b₂*Kv=64 *0.013=0.83(м/с)

V_D= d₂*Kv=34.7*0.013=0.45 (м/с)

V_S2=S2₂*Kv=80* 0.013=1.04 (м/с)

V_S3=S3₂*Kv= 17.3*0.013= 0.23(м/с)

V_E=e₂*Kv=34.7*0.013=0.45 (м/с)

щ₂=V_BA/L₂=0.83 /0.197.3= 4.2 (c^-1)

щ₃=V_B/L₃=0.9/0.2293=3.9 (c^-1)

№ положения	VB (м/с)	VBA (м/с)	VD ? VE (м/с)	VS2 (м/с)	VS3 (м/с)	(c-1)	(c-1)
0	0	1.3	0	0.65	0	6,60	0,00
1	0.46	1.21	0.23	0.76	0.12	6,14	2,01
2	0.9	0.83	0.45	1.04	0.23	4,21	3,93
3	1.28	0.07	0.64	1.29	0.32	0,36	5,59
4	1.36	0.81	0.68	1.27	0.34	4,11	5,94
5	0.88	1.33	0.44	0.89	0.22	6,75	3,84
6	0	1.3	0	0.65	0	6,60	0,00
7	0.8	0.96	0.4	0.96	0.2	4,87	3,49
8	1.24	0.53	0.62	1.25	0.31	2,69	5,41
9	1.31	0.04	0.66	1.3	0.33	0,20	5,72
10	1.01	0.51	0.5	1.14	0.25	2,59	4,41
11	0.52	1.01	0.26	0.85	0.13	5,13	2,27
12(=0)	0	1.3	0	0.65	0	6,60	0,00

2.3 Построение плана ускорений для 2-го положения механизма

План ускорений представляет собой графическое решение векторного уравнения

где:

Нормальное ускорение точки А:

аⁿ_А=L₁*щ₁²=0.059*21.8²= 28 (м/с²)

Тангенциальное ускорение точки А равняется 0

Нормальное ускорение ВА :

аⁿ_ВА=L₂*щ₂²=0.1973*4.21²=3.5 (м/с²)

Нормальное ускорение L₃ :

аⁿ_BO2=L₃*щ₃²=0.2293*3.93²=3.54 (м/с²)



Масштаб плана ускорений принимаем равным:

Ка=aⁿ/aⁿ'=28/100=0.28 м*с^-2[ мм]^-1

Определяем длины аⁿ_А, аⁿ_ВА, аⁿ_BO2 на плане ускорений:

аⁿ_ВА'= аⁿ_ВА /Ka=3.5/0.28=12.5 (мм)

аⁿ_ВО2'= аⁿ_ВО2/Ka=3.54 /0.28= 12.6 (мм)

На основе плана ускорений для заданного положения определяем:

a_B= a_B'*Ka= 63*0.28 =17.64 (м/с²)

a_S2= a_S2'*Ka=71*0.28 =19.77 (м/с²)

a_S3= a_S3'*Ka=16*0.28 =4.48 (м/с²)

a_D= a_d'*Ka=32*0.28 =8.96 (м/с²)

a_E=a_e'*Ka=30*0.28=8.4(м/с²)



3. Силовой анализ механизма методом кинетостатики

Расчет сил инерции и инерционных моментов поводится по следующим формулам:

F_u4=-m₄* a_d

F_S2=-m₂* a_S2

F_S3=-m₂* a_S3

Tu₂=-I₂*е₂

Tu₃=-I₃*е₃

Знак «минус» в формулах означает, что направление сил и моментов инерции противоположно направлению линейных и угловых ускорений, их вызвавших.

Угловые ускорения будут равны:

е₂= а^ф_ВА'*Ка/L₂=89*0.28/0.1973=126.3 (c^-2)

е₃= а^ф_BO2'*Ка/L₃=62*0.28 /0.2293=75.7 (c^-2)

Массы шатуна, коромысла и штосселя с долбяком будут равны соответственно:

m₂=G₂/g=30/10=3 (кг)

m₃=G₃/g=40/10=4 (кг)

m₄=G₄/g=60/10=6 (кг)

Силы и моменты инерции аналитически будут равны:

Fu₄=m₄* a_d=6*8.96 =53.76 (H)

Fu₂=m₂* a_S2=3*19.77 =59.31 (H)

Fu₃=m₂* a_S3=4*4.48 =17.92 (H)

Tu₂=I₂*е₂=0.08*126.3=10.1 (H*м)

Tu₃=I₃*е₃=0.08*75.7=6 (H*м)

Вычисляем графически главный вектор сил инерции:

Для построения находим масштаб:

К_Ф= = 0.7H[мм]^-1

Определяем длины Fu₂, Fu₃ на графике:

Fu₃= Fu₃/ К_Fu=17.92 /0.7=26 (мм)

Fu₄'= Fu₄/ К_Fu=53.76 /0.7=77 (мм)

Из графика следует, что:

Ф_u= Ф_u'* К_Fu=52*0.7 =36.4 (H)

Отдельно изобразим структурную группу 2-3 в масштабе 1:1.

При кинетостатическом анализе силы веса и силы трения вследствие относительной малости не учитываются .

В шарнирах А и О₂ введем в рассмотрение ортогональные реакции Rⁿ_A, R^ф_A и Rⁿ_BO2, R^ф_BO2.

Суммарная сила действующая на точку F:

F_сум=F_сумcosб=2500*cos20^o=2660 (H)

В соответствии с принципом Даламбера д ля звеньев 2 и 3 составим уравнения моментов относительно шарнира В :

Звено 2: УМ_В=- R^ф_A*AB+ Fu₂*h _Fu2 - Tu₂=0;

R^ф_A*AB+ Fu₂*h _Fu2 - Tu₂=0

R^ф_A= = 42(H)

Звено 3: УМ_В=0;

F_сумh_Fсум+ Fu₃*h _Fu3- R^ф_O2*BO₂- Tu₃=2660* 22.5+17.92*172- R^ф_O2*229-6=0

R^ф_O2= =3868 (H)

Для нахождения реакций Rⁿ_A, Rⁿ_BO2 построим план сил согласно уравнения:

УF_i=0 Rⁿ_A+ R^ф_A+Fu₂+ Fu₃+ F_сум+ R^ф_O2+ Rⁿ_O2=0

Примечание: усилия Fu₂ и Fu₃ в построении не учитываются в связи с их относительной малостью.

Масштаб плана сил будет принимаем равным K_F=20 Н[мм]^-1:

F_сум'= F_сум/K_F=2660/20= 133 (мм)

R^ф_O2'= R^ф_O2/K_F=1971/20= 193 (мм)

R^ф_A'= R^ф_A /K_F=42/20=2 (мм)

Из плана сил для заданного положения определяем:

Rⁿ_A= Rⁿ_A'* K_F=62.7*20=1254 (H)

Rⁿ_O2= Rⁿ_O2'* K_F=34*20=680(H)

R_A= R_A'* K_F=63*20=1260 (H)

R_O2= R_O2'* K_F=196*20=3920 (H)

На основе плана сил определяем приведенный момент на кривошипе:

Тпр= R_A21*h_RA =1260*0.04=504 (H*м)

4. Динамический анализ механизма привода. Расчет маховика

4.1 Расчет приведенного момента

Динамика - раздел механики, в которой изучается механическое движение различных моделей тел с учетом причин (сил), вызывающих механическое движение.

В положениях 1-5 осуществляется процесс резания. В этих положениях определяем приведенный момент Т_пр на кривошипе О₁А по формуле:

Где V_E (м/с) - скорость долбяка

Тогда Т_пр (Н*м) и Тпр' (см) на графике в 1-5 положениях будет:

№ положения	VE,м/c	Тпр,Н*м	Тпр,мм
1	0.23	26.3	88
2	0.45	51.1	170
3	0.64	72.7	242
4	0.68	77.8	259
5	0.44	50	167

Масштаб Тпр будет:

К_Тпр=Т_пр.max/200=0.3 Н*м[мм]^-1



Работа выполненная станком за 1 оборот кривошипа будет графически представлена заштрихованной областью S₁:

S₁=17229 (мм²)

Рассмотрим режим установившегося движения, который характерен условием:

щ_{пр ср}=const

При установившимся движении работа сил полезных сопротивлений равна работе сил движущих:

Апс=Адв

Будем считать, что момент движущих сил постоянен в пределах кинематического цикла:

Т_дв=const

Равенству работ (1) соответствует равенство площадей S₁=S₂

=S₁/

где длина оси (в см.), равная длине оси ц поворота звена приведения (кривошипа)

= 17229/240= 72 (мм) .

=21.6 Н*м

Масштаб ц_пр равен:

К_ц =2р/240=р/120 рад[мм]^-1

Интегрируя график зависимости Тпр=f(ц_пр) методом хорд, получаем график избыточной работы - ДА=f(ц_пр).Масштаб ДА равен:

К_ДА=Р* К_Тпр* К_ц=0.628 Н*м[мм]^-1

4.2 Расчет приведенного момента инерции синтезированного механизма

В основe положена формула приведения масс [3 стр.82 ]

I_пр=.

Предварительно выполним разнос масс шатуна, т.е.: где:

Значения моментов инерции сведены в таблицу:

№ положения	Iпр(Н*м*с2)
0	0,06000
1	0,06146
2	0,06540
3	0,07182
4	0,07578
5	0,06801
6	0,06000
7	0,06423
8	0,07168
9	0,07260
10	0,06629
11	0,06085
12	0,06000

Вычисляем масштаб для графика Iпр=f(ц_пр):

К_Iпр=( Iпр_max- Iпр_min)/200=7.89*10^-5 Н*м*с² [мм]^-1



Тогда Iпр на графике будет равен (в см):

№ положения	Iпр(мм)
0	0,00
1	18,44
2	68,42
3	149,79
4	199,94
5	101,53
6	0,00
7	53,57
8	148,03
9	159,70
10	79,71
11	10,76
12	0,00

На основе графика I_пр=f(ц_пр) и ДА=f(ц_пр), исключая параметр ц_пр, получаем зависимость ДА=f(I_пр), называемая диаграммой энергомасс (петля Виттенбаура).

На основе полученных данных получаем коэффициент неравномерности хода

д_реал=ДА_max/( I_пр.ср*щ²₁)= 89.8/(0.072*21.8)= 0.057

где A_max=A_max(грифически)*K_A=143*0.628=89.8

Определяем величину момента инерции необходимую для обеспечения заданного значения коэффициента неравномерности хода.

[д_зад]=1/60

Необходимая масса моховика вычисляется по формуле

I_M=-=3.42 - 0.67=2.75

4.3 Расчет маховика

Маховик ставим на вал Г-К2

Маховик рассчитывается как вращающиеся металлическое кольцо.

Момент инерции маховика будет:

где р*в*R²*с=m - масса маховика

принимаем ширину маховика b=60 мм, с=7800 кг/м³

R=250(мм) r=100(мм)



5. Проектирование кулачкового механизма распределительного вала

5.1 Аналитическая зависимость, закон движения толкателя

Кулачки устанавливают на отдельном валу называемый распредвалом, и обеспечивает полуавтоматическую работу станка.

Кулачковые механизмы предназначены для преобразования вращающегося движения кулачка в поступательное, либо качательное движение толкателя. Основным преимуществом является возможность получения большого количества разнообразных функций положения толкателя. Обычно закон движения толкателя является исходной информацией для проектирования рабочего профиля кулачка.

- угол давления должен быть меньше допускаемого значения. В случае превышения в кулачковом механизме произойдёт заклинивание толкателя.

Задана кинематическая диаграмма движения в виде закона изменения его ускорения

ц_раб=ц_уд+ц_во+ц_пр=100+50+90=240

Масштаб фазовых углов принимаем К_ц=1⁰ [мм]^-1

Высоту А₁ выбираем произвольно:

А₁=80 (мм)

Амплитудное значение А₂ определяется из условия:

S_A1=S_A2

S_A1=А₁ *ц_K1=80*50=4000 (мм)

S_A2= S_A1

Т.к ц₁= ц₂ А₁= А₂

Так же нам известно, что:

S_В1=S_В2

Расписываем данное выражение:

0.5*B₁*ц_уд=0.5*B₂*ц_пр

₃=А₁* (мм)

Высоту В₁ выбираем произвольно:

В₁=80 (мм)

Амплитудное значение В₂ определяется из условия:

S_В1=S_В2

В₁*ц_уд= В₂*ц_пр

В₂= В₁*ц_уд/ ц_пр=80*100/90=88 (мм)

Находим значение h₁ из соотношения:

h₁=H/2=50(мм)

h₂ будет равно:

h₁=H/2=50 (мм)

На участке 3-4 ускорение, скорость и путь толкателя будут изменяться по следующим законам:

V_ц=

При ц'=0, ; C₂=0.

При ц'=ц₃:

а_ц=0

V_ц=

h₁= (мм)

Из последнего выражения находим А₃:

А₁=50/ц₃²=50 /(50*р/180)²=65.79 (мм)

Находим масштаб для графика зависимости а_ц=f(ц):

Ka=A₁/A'₁=65/80=0.8125мм[мм]

Подставляя истинное значение А₁ в формулу для V_ц, получаем:

V_ц=2*65.79 *(50*р/180)/р=36.55 (мм)

Находим масштаб для графика зависимости V_ц =f(ц):

Kv=B₁/B'₁=36.55/80=0.457 мм[мм]

Масштаб для графика зависимости h_T =f(ц) принимаем 1:1

Начальную окружность рассчитываем графически, она равна 50,3 мм. Профиль кулачка строим в соответствии с зависимостью h_T =f(ц).

5.2 Расчет координат теоретического профиля кулачка

Координаты кулачка вычисляются по формулам:

х_к=х₀*cosц'+y₀*sinц'

х_к=-x₀*sinц'+y₀*cosц'

проводим преобразования:

при х_Т=0

х_Т=r₀+h_T(ц)

х_к=[r₀+ h_T(ц)]*sinц_i

y_к=[r₀+ h_T(ц)]*cosц_i

для участка 0-1:

для ц=50

²

х_к=[0. 0503+0.01782]*sin(30)=0,03406(м)

y_к=[0. 0503+0.01782]*cos(30)= 0.058994 (м)

Координаты X_к и У_к теоретического профиля кулачка на участке 0-1 (через каждые 5⁰):

ц, градусы	ц, радианы	Xк, мм	Ук, мм
5	0,087266	0,004427	0,050602
10	0,174533	0,009078	0,051486
15	0,261799	0,014172	0,052889
20	0,349066	0,019912	0,054709
25	0,436332	0,026488	0,056803
30	0,523599	0,03406	0,058994
35	0,610865	0,042763	0,061072
40	0,698132	0,052696	0,0628
45	0,785398	0,063919	0,063919
50	0,872665	0,076451	0,05415

Координаты X_к и У_к теоретического профиля кулачка на участке 1-2 (через каждые 5⁰):

ц, градусы	ц, радианы	Xк, мм	Ук, мм
55	0,959931	0,07863	0,048755
60	1,047198	0,077258	0,044605
65	1,134464	0,084216	0,039271
70	1,22173	0,090342	0,032882
75	1,308997	0,095494	0,025588
80	1,396263	0,099554	0,017554
85	1,48353	0,102431	0,008962
90	1,570796	0,10406	6,37E-18
95	1,658063	0,104404	-0,00913
100	1,745329	0,103454	-0,01824

Координаты X_к и У_к теоретического профиля кулачка на участке 3-4 (через каждые 5⁰):

ц, градусы	ц, радианы	Xк, мм	Ук, мм
155	2,70526	0,046272	-0,09923
160	2,792527	0,036896	-0,10137
165	2,879793	0,027366	-0,10213
170	2,96706	0,018161	-0,103
175	3,054326	0,008858	-0,10125
180	3,141593	1,24E-17	-0,10107
185	3,228859	-0,00877	-0,10028
190	3,316126	-0,0173	-0,09813

Координаты X_к и У_к теоретического профиля кулачка на участке 4-5 (через каждые 5⁰):

ц, градусы	ц, радианы	Xк, мм	Ук, мм
195	3,403392	-0,02607	-0,09729
200	3,490659	-0,04125	-0,10332
205	3,577925	-0,04813	-0,09681
210	3,665191	-0,05118	-0,08864
215	3,752458	-0,05902	-0,08429
220	3,839724	-0,06649	-0,07924
225	3,926991	-0,07353	-0,07353
230	4,014257	-0,08007	-0,06719
235	4,101524	-0,07917	-0,06017
240	4,18879	-0,07891	-0,05553



6. Проектирование зубчатых передач скоростной кинематической цепи станка

6.1 Расчет параметров эвольвентных зубчатых колёс

Определение угла зацепления :

invб_w= (invб_д+2*(x₁+x₂))*tgб_д/(z₁+z₂)=0.0149+2*0.38*0.364/34=0.023

отсюда:

б_w=23⁰

Межосевое расстояние:

а_wном=0.5*m*(z₁+z₂)=0.5*8*34=136 (мм)

а_w= а_wном*cos(б_д)/cos(б_w)= 138.8 (мм)

Расчет коэффициента воспринимаемого смещения:

у=( а_w- а_wном)/m=0.35

проверка:

x₁+x₂>у ? 0.38>0.35

Расчет основного диаметра

D_в1=m*z₁*cos(б_д)= 105 (мм)

D_в2=m*z₂*cos(б_д)= 150 (мм)

Расчет начального диаметра:

D_w1=

D_w2=

Расчет делительных диаметров:

D_d1=m*z₁=112 (мм)

D_d2=m*z₂= 160 (мм)

Расчет окружности впадин зубьев:

D_f1= D_d1 - 2.5*m + 2* x₁*m= 94.88(мм)

D_f2= D_d2 - 2.5*m + 2* x₂*m= 143.2 (мм)

Расчет окружности вершин зубьев:

R_a1= а_w - - 0.25*m=65 (мм)

R_a2= а_w - - 0.25*m=89 (мм)

Расчет толщины зубьев на делительной окружности:

S_d1= + 2* x₁*m*tan(б_д)= 13.6 (мм)

S_d2= + 2* x₂*m*tan(б_д)= 12.7 (мм)

Расчет толщины зубьев на основной окружности :

S_в1= D_в1*( + invб_д) =14.3 (мм)

S_в2= D_в2*( + invб_д) =14.1 (мм)

Расчет толщины зубьев на начальной окружности:

S_w1= D_w1*( + invб_д - invб_w) =12.9 (мм)

S_w2= D_w2*( + invб_д - invб_w) =11.5 (мм)

Расчет толщины зубьев по вершинам:

Сначала найдем угол зацепления на вершинах зубьев:

б_д1=аrссos(D_в1/(2*R_a1))= 36.13⁰

б_д2=аrссos(D_в2/(2*R_a2))= 32.57⁰

inv б_д1=0.1

inv б_д2=0.0698

S_a1=2* R_a1*( + invб_д - inv б_д1) =4.7 (мм)

S_a2=2* R_a2*( + invб_д - inv б_д1) =4.36 (мм)

Расчет торцевого коэффициента перекрытия:

Коэффициент перекрытия учитывает непрерывность и плавность зацепления зубьев шестерни и колеса. Для обеспечения непрерывности зацепления каждая последующая пара зубьев должна войти в зацепления еще до того, как предыдущая пара выйдет из зацепления.

е_б=



6.2 Расчет станочного конического дифференциала станка

Станочный дифференциал предназначен для суммирования движения в цепи обкатки и деление зубообрабатывающих станков.

Степень подвижности механизмов W=2

Передаточное число дифференциала определяется по формуле Виллиса

Угловая скорость на суммирующем звене дифференциала определяется по формуле

щ_H= щ₁* u⁽³⁾_Н1+ щ₃* u⁽¹⁾_{H3 ,}

где:

u⁽¹⁾_H3= щ_H/ щ₃=1.5

u⁽³⁾_H1= щ_H/ щ₁=0.8

Подставляем численные значения:

щ_H =40*0,5+(-10)*1.5=17 (с^-1)

6.3 Расчёт планетарного редуктора скоростной цепи

Планетарный редуктор устанавливается в скоростной цепи , уравнение баланса которой имеет вид (см. кинематическую схему станка на четвертом листе проекта):

u_p=208*20*40/(1500*10*80)= 0.139

Передаточное число редуктора будет определяться по формуле

u=1+z₃/z₁

Число z₃ должно быть выбрано так, чтобы отсутствовали подрезание и интерференция зубьев. Принимаем z₃=40, z₁=20:

u=1+40/20=3

Принимаем модуль m=5, тогда:

d₃=m* z₃=5*40=200 (мм)

d₁=m* z₁=5*20=100 (мм)

Так как:

d₃= d₁+2*d₂

d₂= (d₃- d₁)/2 = (200-100)/2=50 (мм)

При проектировании планетарного редуктора соблюдаются условия:

A. Условие сборки соблюдение которого обеспечивает равномерное угловое расположение сотелитов по окружности.

(z₃+ z₁)/с = (40+20)/3=20

где

с- число сателлитов.

B. Обеспечение заданного передаточного числа

Условие соосности всех вращающихся элементов

D. Условие соседства.

Соблюдение этого условия исключает контакт сотелитов между собой.

Таким образом, работоспособность данного редуктора обеспечена.

Размещено на Allbest.ru