N = 4058,58 +1579,2 = 5637,78 Вт
2.7 Визначення кінетичної енергії і приведеного моменту інерції механізму
Кінетична енергія механізму дорівнює сумі кінетичної енергії ланок:
Тмех = ОЈТi
Для механізму насоса з заданими параметрами кінетична енергія ланки дорівнює:
ОЈТi = Т3 + Т5 =
Де
JO2 '== 12 О‡ 0,352/3 = 0,49 кг О‡ м2
JO2'' == 30 О‡ 0,1552/3 = 0,24 кг О‡ м2
Т3 = (0,49 +0,24) О‡ 4,942/2 = 8,9 Дж
Т5 = 35 О‡ 0,95/2 = 16,62 Дж
Тмех = 8,9 +16,62 = 25,52 Дж
За ланка приведення зазвичай вибирають провідне ланка. Так як у досліджуваного механізму провідною ланкою є кривошип, то кінетична енергія визначиться за формулою:
Tпр =
Звідки знаходимо приведений момент інерції:
Jпр =
Jпр = 2 О‡ 25,52/15,712 = 0,2 кг О‡ м2
3 Геометричний розрахунок зубчастої передачі. Проектування планетарного механізму
3.1 Геометричний розрахунок зубчастої передачі
Вихідні дані:
Кількість зубів шестерні Z5 = 11;
Кількість зубів колеса Z6 = 25;
Модуль m = 6 мм;
Нарізування проводиться методом обкатки інструментом рейкового типу, який профілюється на основі вихідного контуру по ГОСТ 13755-81 і має наступні значення: кут профілю; коефіцієнт висоти головки; коефіцієнт радіального зазору;
Визначаємо геометричні параметри евольвентної передачі.
Визначаємо мінімальний коефіцієнт зміщення:
Z5 <17и Z5 + Z6 ≥ 34, отже, передача равносмещенная,
x5 = (17-Z5)/17 = (17-11)/17 = 0,35 мм;
x6 =-x5 = -0,35 мм;
Визначаємо Ділильний міжосьова відстань:
а = 0,5 О‡ m О‡ (Z5 + Z6) = 0.5 О‡ 6 О‡ (11 +25) = 108 мм;
Визначаємо висоту зуба:
h = m (2ha * + c *) = 6 (2 О‡ 1 +0,25) = 13,5 мм;
4) Ділильна висота головки зуба:
ha = m О‡ (ha * + x);
ha5 = m О‡ (ha * + x5) = 6 О‡ (1 +0,35) = 8,1 мм;
ha6 = m О‡ (ha * + x6) = 6 О‡ (1-0,35) = 3,9 мм;
5) Ділильна висота ніжки зуба:
hf = m О‡ (ha * + C-x);
hf5 = m О‡ (ha * + C-x5) = 6 О‡ (1 +0,25-0,35) = 5,4 мм;
hf6 = m О‡ (ha * + C + x6) = 6 О‡ (1 +0,25 +0,35) = 9,6 мм;
Діаметр ділильного кола:
d5 = m О‡ Z5 = 6 О‡ 11 = 66 мм;
d6 = m О‡ Z6 = 6 О‡ 25 = 150 мм;
Діаметр основного кола:
db5 = m О‡ Z5 О‡ cos (О±) = 6 О‡ 11 О‡ cos (20) = 62,05 мм;
db6 = m О‡ Z6 О‡ cos (О±) = 6 О‡ 25 О‡ cos (20) = 147 мм;
Діаметр окружності вершин зубів:
da = m О‡ Z +2 m О‡ (ha * + x);
da5 = m О‡ Z5 +2 m О‡ (ha * + x5) = 6 в€™ 11 +2 О‡ 6 (1 +0,35) = 82,2 мм;
da6 = m О‡ Z6 +2 m О‡ (ha * + x6) = 6 в€™ 25 +2 О‡ 6 (1-0,35) = 157,8 мм;
Діаметр кіл западин зубів:
df = mZ-2m (ha * + C *-x);
df5 = mZ5-2m (ha * + C *-x5) = 11 О‡ 5-2 О‡ 6 (1 +0,25-0,35) = 55,2 мм;
df6 = mZ6-2m (ha * + C *-x6) = 25 О‡ 5-2 О‡ 6 (1 +0,25 +0,35) = 130,8 мм;
10) Ділильна окружна товщина зуба:
S = 0,5 О‡ ПЂ О‡ m +2 m О‡ x О‡ tg (О±);
S5 = 0,5 О‡ 3,14 О‡ 6 +2 О‡ 6 О‡ 0,35 О‡ tg (20) = 10,9 мм;
S6 = 0,5 О‡ 3,14 О‡ 6-2 О‡ 6 О‡ 0,35 О‡ tg (20) = 7,9 мм;
Ділильний крок:
P = ПЂ О‡ m = 3,14 О‡ 6 = 18,84 мм;
12) Основний крок:
Pb = ПЂ О‡ m cos (О±) = 3,14 О‡ 6 О‡ 0,94 = 17,7 мм;
13) Радіус кривизни галтелі
ПЃ = 0,38 m = 2.28 мм;
14) Будуємо зубчасту передачу з масштабним коефіцієнтом Kl = 0,00025 м/мм;
15) Перевіряємо коефіцієнт торцевого перекриття
а) аналітичний метод:
В
В
1,57
б) графічний метод:
В
де - довжина активної лінії зачеплення.
3.2 Визначення передатного відношення планетарної щаблі й підбір числа зубів коліс
Вихідні дані:
nкр = 150 хв-1;
nдв = 1500 хв-1;
Z5 = 11;
Z6 = 25;
знак передавального відношення приводу (-)
Складаємо загальне передавальне відношення механізму:
В
Розрахуємо передавальне відношення і через вихідні дані:
В
З вихідного рівняння визначаємо передавальне відношення планетарної ступені:
;
Складаємо формулу Вілліса для планетарної передачі:
;
;
Запишемо через числа зубів передавальне відношення зверненого механізму:
;
Підбираємо числа зубів:
;;
Z1 + Z2 = Z4-Z3;
Z1 + Z2 = 30 +30 = 60
Z3 + Z4 = 85-25 = 60...
