Курсовая работа (т): Исследование механизмов долбёжного станка с качающейся кулисой

График работы движущих сил  получим, полагая, что за цикл Ад=Ас и Мд=const .

Графически продифференцировав график  , получаем график приведённого момента движущих сил :

Для построения графика  используем соотношение :

. (68)

Строим график  .Масштаб .

Исключая параметр  из графиков  и  , строим неполную диаграмму энергомасс, т.е. зависимость

.4 Определение момента инерции и размеров маховика[4]

Это на порядок больше заданного значения , поэтому необходим маховик.

Определим максимальную и минимальную угловые скорости за цикл:

,

,

где

Определим углы наклона касательных к диаграмме энергомасс:

,

Проведя касательные к диаграмме энергомасс под углами,  , получаем координаты точек  и :

Используя полученные координаты  , , считаем и Y0 по формулам:

Определяем момент инерции маховика:

Средний диаметр обода маховика:

,

где ; ; ;

Принимаем .

.

Ширина и толщина обода:

.

Диаметр отверстия в ступице:

,

где - максимальный крутящий момент

 - допускаемое напряжение кручения для стали.

.

Из конструктивных соображений принимаем

Диаметр ступицы маховика

,

.

Толщина стенки между ступицей и ободом маховика :

,

.

Размер :

,

.5 Определение закона движения входного звена после установки маховика[2]

Подсчитываем ряд последовательных значений угловой скорости кривошипа с помощью диаграммы энергомасс:

. (82)

где ,  - координаты точек 1,2...12, измеренные на диаграмме энергомасс в  и взятые с соответствующим знаком.

Результаты расчёта приведены в таблице 5

Таблица 5-Результаты расчетов

Строим график угловых скоростей кривошипа

. Синтез зубчатых механизмов

.1 Синтез рядовой зубчатой передачи [4]

4.1.1 Выбор коэффициентов смещения

Чтобы спроектировать передачу с максимальной износостойкостью и коэффициентом перекрытия 1,2 ,по блокирующему контуру определяем коэффициенты смещения:

x1 = 0.57 и x2 = 0.48.

4.1.2 Расчет геометрических параметров

Угол зацепления в паре:

,

,

αw = 26.50

Радиусы делительных окружностей:

r = 0.5mz,

z - число зубьев.

r1 = 0.5  614 = 42 (мм),

r2 = 0.5 6 22 = 66 (мм),

Радиусы начальных окружностей:

rw = rcosα/cosαw,

rw1 = 42 cos20/ cos26.50= 44,1 (мм),2 = 66 cos20/cos26.50 = 69,37 (мм),

Межосевое расстояние:

aw = rw1 + rw2 ,

= 44,1 + 69,37 = 113,47 (мм),

Радиусы основных окружностей:

rb = r cosα,

rb1 = 42 cos20 = 39,47 (мм),= 66 cos20 = 62,02 (мм),

Радиусы окружностей впадин:

rf = r - h*am - c*m + x m,

где h*a - коэффициент высоты головки зуба (h*a = 1),

с* - коэффициент радиального зазора (с* = 0.25),

rf1 = 42- 1 6 - 0.25 6 + 0.57 6 = 37,9 (мм),

rf2 = 66 - 1 6 - 0.25 6 + 0.48 6 = 61,3(мм),

Радиусы окружностей вершин:

ra1 = aw - rf2 - c*m,= aw - rf1 - c*m,

1 = 113,47- 61,3 - 0.25 6 = 50,67 (мм),

ra2 = 113,47 -37,9 - 0.25 6 =74,07 (мм),

Высота зуба:

h = ra - rf ,

= 50,6 - 37,9 = 12,7 (мм),= 74,37 - 61,8 = 12.57 (мм),

Шаг по делительной окружности:

P = πm

Толщина зуба по делительной окружности:

S = m(0.5π + 2xtgα),

= 6 (0.5 3.14 + 2 0.57 tg20) = 11.9 (мм),2 = 6 (0.5 3.14 + 2 0.48 tg20) = 11.5 (мм),

Ширина впадин по делительной окружности:

e = P - S,

e1 = 18.84 - 11.9 = 6,94 (мм),

e2 = 18.84 - 11.5 = 7.34 (мм),

4.1.3 Расчет качественных показателей

Коэффициент перекрытия:

,

,

Коэффициенты скольжения:

,

,

Где

ρ1(2) - радиусы кривизны профилей зубьев шестерни и колеса, соответственно.

Формулы для их расчета приведены в таблице 6

Таблица 6-Формулы для расчета

 A       ,

ρ1 = C - ρ2,ρ2 = 40,5,

 B       ,

ρ2 = C - ρ1,ρ1 = 31,77,

ρпр - приведенный радиус кривизны.

,

Результаты расчета сведены в таблицу 7.

Таблица 7-Результаты расчета

,

,

,

,

,,

,

,

,

,(мм),

(мм),

(мм),

(мм),

Коэффициент давления:

ϋ= m/ρпр,

Результаты сведены в таблицу 8

Таблица 8- Результаты расчета

Строим графики коэффициентов скольжения и давления.

4.2 Синтез планетарного механизма [4]

Задача кинематического синтеза планетарного механизма состоит в определении чисел зубьев колес при заданной кинематической схеме и передаточном отношении. Наличие нескольких сателлитов налагает ряд дополнительных условий, которые необходимо учитывать при проектировании: условие соосности, условие сборки и условие соседства.

Условие соосности:

r6 + br7 = r8 + cr7 ,

m6,7(z6 + bz7) = m8,7(z8 + cz7),

где r - радиус делительной окружности зубчатого колеса.

Условие сборки по Добровольскому для этого типа редуктора:

,

где

γ - целое число,

k - число сателлитов.

Условие соседства:

(z6 + bz7)sin(π/k) - z7 > 2h*a,

(z8 + cz7)sin(π/k) - z7 > 2h*a,

Коэффициенты a, b, c зависят от типа редуктора и равны a = -1, b = + 1, c = -1.

В нашем случае общее соотношение между числами зубьев будет выглядеть следующим образом:

Исходя из условия ( для колес с внутренним зацеплением) получаем:

z6 = 42,

z7 = 42,

z8 = 20

z9=104,

Определяем начальные радиусы колес, считая их нулевыми:

r6 = 0.53.542=73.5 мм,

r7 = 0.53.542=73.5 мм,

r8 = 0.53.520=35. мм,

r9 = 0.53.5104=182. мм,

Проверка:

Условие соосности:

.5+73.5 =182-35 => 147= 147

Условие сборки по Добровольскому

,

Условие соседства:

(42 +42)0.866 - 42 = 30.744>2h*a

Вычерчиваем кинематическую схему в двух проекциях в масштабе М 1:2.5.