Классификация кинематических пар
| № п/п | Кинематическая пара | Наименование пары | Класс | Количество степеней свободы |
| 1 | 0-1 | Вращательная | V | 1 |
| 2 | 1-2 | Вращательная | V | 1 |
| 3 | 2-3 | Поступательная | V | 1 |
| 4 | 3-0 | Вращательная | V | 1 |
Таблица 2
Классификация групп звеньев
| п/п | Схема группы | Класс группы | Порядок группы | Wотн |
| 1* | 
| I | – | 1 |
| 2 | 
| II | 2 | 0 |
| 3 | 
| II | 2 | 0 |
Графо – аналитический метод
Исходные данные:
φ1=0,5236 (30°) – угол поворота начального звена;
U5-2 =20 – передаточное отношение многозвенной зубчатой передачи;
NOA = 100 об/мин – частота вращения электродвигателя.
Описание метода:
Механизм на чертеже изображается в 4 положениях – через каждые 30°, начиная с положения, соответствующего левому нулевому ( за нулевое положение берется, такое при котором кривошип перпендикулярен кулисе).
Отсчет перемещений точки Siведется от нулевого положения. Построение графиков зависимостей S= Si(t), u= ui(t), a = ai(t) производим в программе EXCEL.
В первый столбец заносим номер положения кривошипа. Во второй- угол поворота, соответствующий положению. В третий – время t, за которое кривошип проходит 12 положений. Определяем время:
,
где 
- угловая скорость начального звена.
В четвертый - ∆t.
По чертежу измеряем перемещение точки Sn и умножаем их на масштаб длины, результаты заносим в пятый столбец таблицы, в седьмой заносим значения скорости Vn. В шестой и восьмой столбцы вводим формулы для вычисления ∆S и ∆V.
соответственно 
;
∆S=Sn-Sn-1;
∆V=Vn-Vn-1;
В девятый столбец введём значения ускорений
соответственно 
.
По полученным результатам в таблице строим диаграммы зависимостей S(t); V(t); a(t).
Таблица 3
Результаты графо - аналитического метода анализа
| № | φ, град | φ, рад | t, сек | ∆t, c | S, м | ΔS, м | V м/с | Δ V, м/с | а, м/с2 |
| 0 | 0 | 0,0000 | 0,0000 | 0,0000 | 0,37 | 0 | 0 | 0 | 0 |
| 1 | 30 | 0,5236 | 0,0501 | 1,2496 | 0,3535 | 0,0413 | 0,0330 | -0,0143 | -0,0114 |
| 2 | 60 | 1,0472 | 0,1001 | 1,1110 | 0,3122 | 0,0526 | 0,0473 | 0,0042 | 0,0038 |
| 3 | 90 | 1,5708 | 0,1502 | 1,0713 | 0,2596 | 0,0462 | 0,0431 | 0,0123 | 0,0115 |
| 4 | 120 | 2,0944 | 0,2002 | 1,0526 | 0,2134 | 0,0324 | 0,0308 | 0,0202 | 0,0192 |
| 5 | 150 | 2,6180 | 0,2503 | 1,0416 | 0,181 | 0,011 | 0,0106 | 0,0212 | 0,0203 |
| 6 | 180 | 3,1416 | 0,3003 | 1,0344 | 0,17 | -0,011 | -0,0106 | 0,0208 | 0,0201 |
| 7 | 210 | 3,6652 | 0,3504 | 1,0294 | 0,181 | -0,0324 | -0,0315 | 0,0136 | 0,0132 |
| 8 | 240 | 4,1888 | 0,4005 | 1,0256 | 0,2134 | -0,0462 | -0,0450 | 0,0064 | 0,0062 |
| 9 | 270 | 4,7124 | 0,4505 | 1,0227 | 0,2596 | -0,0526 | -0,0514 | -0,0110 | -0,0107 |
| 10 | 300 | 5,2360 | 0,5006 | 1,0204 | 0,3122 | -0,0413 | -0,0405 | -0,3876 | -0,3798 |
| 11 | 330 | 5,7596 | 0,5506 | 1,0185 | 0,3535 | 0,3535 | 0,3471 | 0,3471 | 0,3408 |
2 Синтез зубчатой передачи
Таблица 4
Расчет геометрических параметров цилиндрических передач внешнего зацепления с прямыми зубьями при стандартном исходном контуре.
| Параметры | Обозначения и формулы | Числовые значения | ||||||
| Исходные данные | ||||||||
| Числа зубьев | шестерни | Z1 | 11 | |||||
| колеса | Z2 | 40 | ||||||
| Модуль | m | 6 | ||||||
| Угол наклона зуба (град) | β | 0○ | ||||||
| Угол профиля (град) | α | 20 | ||||||
| Коэффициент высоты головки | hoa | 1 | ||||||
| Коэффициент обратного смещения | Ψ | 0,38 | ||||||
| Коэффициенты смещения | шестерни | X1 | 0,66 | |||||
| колеса | X2 | 0,61 | ||||||
| Коэффициент радиального зазора | сo | 0,25 | ||||||
| Расчётные данные | ||||||||
| Проверка на подрезание | Xпод1 | 0,3566 | ||||||
| Xпод2 | -3,6791 | |||||||
| Делительное межосевое расстояние | a=(z1+z2)∙m/(2∙cosβ) | 153 | ||||||
| Коэффициент суммы смещений | xΣ=x1+ x2 | 1,27 | ||||||
| Угол профиля | tgαt=tgα/cosβ | αt | 20 | |||||
| Угол зацепления | invαtw=(2∙xΣ∙tgα)/(z1+z2)+invαt | αtw | 21,2 | |||||
| Межосевое расстояние | aw=(z1+z2)∙m∙cosαt/(2∙cosβ∙cosαtw) | 154,21 | ||||||
| Делительный диаметр | шестерни | D1=z1∙m/cosβ | 66 | |||||
| колеса | D2=z2∙m/cosβ | 240 | ||||||
| Передаточное число | u=z2/z1 | 3,64 | ||||||
| Начальный диаметр | шестерни | dw1=2∙aw/(u+1) | 66,47 | |||||
| колеса | dw2=2∙aw∙u/(u+1) | 241,95 | ||||||
| Коэффициент воспринимаемого смещения | y=(aw-a)/m | 0,2 | ||||||
| Коэффициент уравнительного смещения | Δy=xΣ-y | 1,07 | ||||||
| Диаметр вершин | шестерни | da1=d1+2∙(hoa+x1-Δy)∙m | 73,08 | |||||
| колеса | da2=d2+2∙(hoa+x2-Δy)∙m | 246,48 | ||||||
| Диаметр впадин | шестерни | df1=d1-2∙(hoa+co-x1)∙m | 51 | |||||
| колеса | df2=d2-2∙(hoa+co-x2)∙m | 232,32 | ||||||
| Высота зуба | шестерни | H1=0,5∙(da1-df1) | 11,04 | |||||
| колеса | H2=0,5∙(da2-df2) | 7,08 | ||||||
| Толщина зуба по делительному диметру | шестерни | S1=0,5∙π∙m+2∙x1∙m∙tgα | 12,3 | |||||
| колеса | S2=0,5∙π∙m+2∙x2∙m∙tgα | 14,21 | ||||||
| Основной диаметр | шестерни | db1=d1∙cosα | 62,02 | |||||
| колеса | db2=d2∙cosα | 225,52 | ||||||
| Окружной шаг | P=π∙m | 18,84 | ||||||
| Основной шаг | Pb=P∙cosα | 17,7 | ||||||
| Угол (град) | шестерни | cosαa1=db1/da1 | αa1 | 31,8 | ||||
| Угол (град) | колеса | cosαa2=db2/da2 | αa2 | 24,5 | ||||
| Толщина зубьев на поверхности вершин | шестерни | Sa1=da1(S1/d1+invα-invαa1) | 9,96 | |||||
| колеса | Sa2=da2(S2/d2+invα-invαa2) | 11,34 | ||||||
| Длина общей нормали для контроля колеса 4 | W1=(Z1/9-0,5)∙Pb+db1(S1/d1+invα) | 12,98 | ||||||
| Толщина зуба на основном диаметре | шестерни | Sb1=db1∙(S1/d1+invα) | 12,48 | |||||
| колеса | Sb2=db2∙(S2/d2+invα) | 16,71 | ||||||
| Качественные показатели зацепления | ||||||||
| Радиусы кривизны эвольвент на окружностях выступов | pa1 |
| 26,17 | |||||
|
|
| 41,17 | ||||||
| Коэффициент перекрытия | 
|
| 0,65 | |||||
|
|
|
|
|
|
| |||
Дата добавления: 2018-04-05; просмотров: 482; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!