Проектирование и исследование механизмов плунжерного насоса простого действия

R n21 = 172,51 · 11,67 = 2013,19 H

R21 = 186,3 · 11,67 = 2174,12 H

 

2.6 Определяем внутренние реакции

Для определения внутренней реакции запишем условие равновесия звена 3 ползуна. В форме сил решаем его

R30 = 93,29 · 11,67 = 1088,69 H

R32 = 236,69 · 11,67 = 2762,17 H

 

2.7 Кинетостатика  ведущего звена 

R21 = -R21 = 2174,12 H

MФ1 = -ε1 · I П1 = -7,130 · 53,200 = -21,39 H ·м

 

Для определения движущего момента записываем сумму моментов всех сил, действующих на кривошип относительно точки О и приравниваем её к нулю.

M *Д = 81,33 Н

Для определения реакции R10 записываем условие равновесия звена 1 в форме сил R12+G1+R10=0

R10 = 2174,12 H

 

2.8 Проверка силового расчета

 

ΔM =(( MД - M*Д )/ M*Д) ·100% =(( 78,639 - 81,33 ) / 81,33) ·100% = 3,3 %

 

где MД – движущий момент, взятый из диаграммы первого листа

 

ΔM ≤ 5% - расчеты выполнены в пределах допустимой нормы.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Синтез  зубчатого механизма

 

3.1 Исходные  данные и выбор коэффициентов  смещения 

 

Исходные данные:

т=4 – модуль зубчатых колес

z1=20 – количество зубьев первого колеса

z2=30 – количество зубьев второго колеса

a=200 – угол профиля зубьев

=1– коэффициент высоты головки

c*=0,25 – коэффициент радиального зазора

p2 =0,4 – коэффициент радиуса кривизны переходной кривой ИПК

 

Коэффициент смещения выбираем из [8] для Z1=20 и Z2=30 х1=х2=0,5

3.2 Расчет геометрических  параметров зубчатой передачи 

По исходным данным рассчитываем геометрические параметры:

1. Шаг зубьев

= 3.14 · 4  = 12,566 мм

2. Диаметры делительных окружностей

d1 = 4 · 20 = 80 мм

d2 = 4 · 30 = 120 мм

3. Диаметры основных окружностей

db1 = 80 · cos20 = 75,175 мм

db2 = 120 · cos20 = 112,763 мм

4. Угол зацепления передачи

,

где =Х1+Х2  и , αw= 24,917 0 тогда

Inv αw = 0,014904 + 2 · X∑ · tg20 / Z∑ = 0,029

5. Начальные диаметры

dw1 = d1 · cos20 / cos24,917 = 82,891 мм

dw2 = d2 · cos20 / cos24,917 = 124,336 мм

6. Коэффициент воспринимаемого смещения

= 0,9033

7. Коэффициент сравнительного смещения

= 0,0967

8. Межосевое расстояние

= 103,613 мм

9. Диаметры окружностей впадин

df1 = d1 - 2 ( h*a - X1 + c* ) m = 80 - 2 ( 1 - 0,5 + 0,25 ) 4 = 74 мм

df2 = d2 - 2 ( h*a - X1 + c* ) m = 120 - 2 ( 1 - 0,5 + 0,25 ) 4 = 114 мм

 

10. Диаметры окружностей вершин зубьев

da1 = d1 + 2 ( h*a + X1 - ΔY ) m = 80 + 2 ( 1 + 0,5 - 0,0967 ) 4 = 91,227 мм

da2 = d2 + 2 ( h*a + X2 - ΔY ) m = 120 + 2 ( 1 + 0,5 - 0,0967 ) 4 = 131,227 мм

11 Высота зубьев колес

h = h1 = h2 = ( 2 · h*a + c* - ΔY ) m = ( 2 · 1 + 0,5 - 0,0967 ) 4 = 8,613 мм

12. Толщина зубьев по делительной окружности

= 7,739 мм

13. Угол профиля эвольвенты зубьев у вершин

αa1 = arccos( db1 / da1 ) = arccos ( 75,175 / 91,227 ) = 34,508 0

αa2 = arccos( db2 / da2 ) = arccos ( 112,763 / 131,227 ) = 30,762 0

14. Толщина зубьев по дугам окружностей вершин

= 10,185 мм

= 10,419 мм

15. Радиус кривизны переходной кривой

ρ2 = 0.4m = 1,6 мм

Проведем проверку

45,613+57,000+0.25*4=103,613

103,613 = 103,613- расчет  верный

 

3.3 Построение  картины эвольвентного зацепления 

Выбираем масштаб , где О1О2=620 мм — зададим

Тогда μl = 103,613 / 620 = 0,16986 мм/мм

Высота зуба по масштабу h = 50,709 мм . По условию , т.е. условие выполняется и масштаб выбран правильно

 

Построение картины производится так:

1. Откладываем межосевое расстояние aw, проводим дуги окружностей из центров О1 и О2 начальных rw1 и  rw2, делительной r1 и r2, основных rb1 и rb2, окружностей вершин ra1 и  ra2, впадин rf1 и  rf2. Начальные окружности должны касаться в точке полюса П – полюс зацепления.
2. Через полюс П касательно к осям окружностей rb1 и rb2, проводим линию зацепления П-П, которая касается их в точках N1 и N2. Линия зацепления П-П образует с перпендикуляром к осевой линии угол αw= 24,9170

 

3. Построение эвольвентного профиля зуба:

Отрезок ПN1 делят на шесть равных частей. Обозначим их точками 1,2,3,4(N1). Вправо от N1 по дуге основной окружности откладываем дуги N13’=3’2’=2’1’=1’0’, равные соответственно. На прямой ПN1 влево, за точкой N1 откладываем отрезки 45=56=П1, а на основной окружности дуги 4’5’=5’6’=0’1’. Соединив точки 1”,2”,…6”- получим эвольвенту профиля зуба первого колеса.

По делительной окружности от точки её пересечения с эвольвентой откладывают влево отрезок 1…12, где 1- толщина зуба. Через конец этого отрезка и точку О1 проводим линию симметрии зуба первого колеса. Левый профиль строится симметрично правому. Переходную часть зуба строят с помощью циркуля. От основания эвольвенты на основной окружности до окружности впадин проводят скругление.

4. Построение остальных двух зубьев первого колеса делаем так: от оси симметрии по делительной окружности по обе стороны вычерчиваем шаг Р и проводим линии симметрии соседних зубьев. С помощью засечек строим их профили. Построение зубьев второго колеса выполняется аналогично первому. При правильном построении зацепления эвольвенты профилей зубьев, лежащих на линии зацепления, должны касаться друг друга, независимо от направления вращения колес.
5. Выделяют на чертеже отрезок (ab) – активная линия зацепления – она находится между точками пересечения окружностей вершин зубьев и линией зацепления.
6. Находим рабочие участки профилей. Для этого через точку а из точки О1 проводят дугу радиусом аО1 до пересечения в точке А1 с профилем зуба первого колеса , а через точку b из точки О2 проводят дугу радиусом bO2 до пересечения в точке В2 с профилем зуба второго колеса. Участки А1В1 и А2В2 – рабочие участки. Их выделяют так: проводят кривые линии – эквидистантные кривые А1В1 и А2В2 на расстоянии 2 мм, полученные полоски заштриховываем. Построение заканчивается проставлением основных размеров.

 

3.4 Определение  коэффициентов качества работы  зубчатой передачи

3.4.1. Определение коэффициента торцевого перекрытия.

Коэффициент торцевого перекрытия позволяет оценить плавность и непрерывность зацепления.

Он вычисляется по формуле:

= 1,3336

Измерительным методом проверяем коэффициент перекрытия (по отрезку ab)

= 1,3336

3.4.2 Определение коэффициентов относительного скольжения зубьев и построение их диаграммы

Коэффициент относительного скольжения учитывает влияние геометрических и кинетостатических факторов на величину относительного проскальзывания профиля в процессе зацепления

(3.1)

(3.2),

где lкп- расстояние от полюса П до точки контакта пары зубьев, , - расстояние от точек N1 и N2 до полюса

ln N1 = rw1 · sin αw = 17,461 мм

ln N2 = rw2 · sin αw = 26,191 мм

 

-17,461 ≤ lкп ≤ 26,191

N1 N2 = aw · sin αw = 103,613 · sin24,917 = 256,992 мм

 

Шаг  N1 N2 / 10 = 4,365 мм

Передаточное отношение U12 = Z2 / Z1 = 30 / 20 = 1,500

 

Разбиваем отрезок N1N2 на десять частей и для каждой точки находим числовое значение и . Результаты расчета по формулам (3.1) и (3.2) представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

N
0	-17,461	-	-	0,667	8,000
1	-13,096	-5,000	-60,000	0,556	6,667
2	-8,730	-1,667	-20,000	0,417	5,000
3	-4,365	-0,556	-6,667	0,238	2,857
4	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000
5	4,365	0,333	4,000	-0,333	-4,000
6	8,730	0,556	6,667	-0,833	-10,000
7	13,096	0,714	8,571	-1,667	-20,000
8	17,461	0,833	10,000	-3,333	-40,000
9	21,826	0,926	11,111	-8,333	-100,000
10	26,191	1,000	12,000	-	-

Выбираем масштаб

 где  Yλmax= 100 - зададим

 

μl = 8,333 / 100 = 0,08333

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

В процессе выполнения курсового проекта по проектированию и исследованию механизмов процесса получены следующие результаты:

  1 Истинная  угловая скорость входного звена в исследуемом положении ωi = 5,645

  2 Угловое  ускорение входного звена  в  положении  ε1 = 7,130 , движение замедленное;

  4 Давление  в кинематических парах рычажного  механизма в исследуемом положении  Fmax = 3500 Н

  5 Спроектирована, входящая в состав привода пара цилиндрических  зубчатых колес с подвижными осями при Z1 = 20 ; Z2= 30  и построена картина из защипления;

 

 

Список литературы

 

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов машин: Учебник для вузов – 4 издание, переработанное и дополненное. – М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит - 1988г. – 640с.

2. Артоболевский И.И., Эдельштейн Б.В. Сборник задач по теории механизмов и машин. М.: Наука. Москва 1973г. – 256с.

3. Кореняко А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. – Киев: Вища шк.,  - 1970г. – 332с.
4. Левитский Н.И. Колебания в механизмах: Учеб. пособие для втузов. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит.,   1988. - 336 с.
5. Фролова К.В. Теория механизмов машин. – М.: Высшая школа, 1987г. – 496г.
6. Нетьосов В.П. Теория механизмов и машин, Учебное пособие, Киев: Вища шк.,

1990г. – 278с.

7. Методические указания к курсовому проектированию по ТММ-4раздел. Синтез зубчатых механизмов с применением ЭВМ. Нетьосов В.П., Самойленко Л.К., Херсон, ХГТУ

1988г. – 38с.

8. Методические указания к выполнению раздела по курсовому проекту. Синтез кулачковых механизмов по дисциплине Теория механизмов, машин и основы робототехники. Составили В.П.Нетьосов, Л.К.Самойленко,- Херсон, ХИИ, 1991г. – 60с.
9. Теория механизмов и машин: Учебник / К.И.Заблонский, И.М.Белоконев. – Киев: Вища школа Голов. изд., 1989г. – 375с.
10. Кожевников С.Н. Основы структурного синтеза механизмов. – Киев: Наук. думка

1979г. – 232с.

      

 

 

ГОСТ 2.301 – 68 - Формат чертежей

ГОСТ 2.304-81 - Надписи на чертеже

ГОСТ 2.106-68 - Текстовые документы

ГОСТ 2.104 – 68 - Штамп

ГОСТ 16530 – 70 - Зубчатые передачи