ки А.
В
де - прискорення Коріоліса точки К в відносному русі відносно точки А.
= 2 * 0.042 * 0.035 = 0.003м/с 2 ,
та рівняння обертального руху ланки 3,
В
де - нормальна складова прискорення,
0.042 2 * 1.96 = 0.005м/с 2 ,
де - тангенціальна складова,
Тангенціальні складові прискорень знайдемо з плану прискорень,
В
0.0052.
Прискорення точки D і центру мас ланки 3 визначимо методом пропорційного ділення відрізків плану прискорень:
92мм
46мм
В В
За величиною тангенціальною складової знаходимо кутове прискорення ланки 3
0.0052/1.96 = 0.0026рад/с 2 ,
Прискорення точки Е ланки 5 визначається з рішення векторного рівняння складного руху точки Е відносно точки D.
В
І з плану прискорень
0.0073
= 56/10000 = 0.0056.
2.3 Визначення головних векторів і головних моментів сил інерції
Головні вектори сил інерції
В В
Головні моменти сил інерції
Для ланки 1
Для ланки 3
2.4 Кінетостатіческій силовий розрахунок механізму
2.4.1 Силовий розрахунок групи ланок 4-5
На початку розглянемо ланка 4. Векторне рівняння сил:
В
З цього рівняння випливає, що сила і прикладена в точці D до ланки 4. Сума моментів для ланки 4 відносно точки D дозволяє обчислити момент в поступальної парі Е утвореної ланками 4 і 5.
М 45 = 0,
Векторне рівняння сил для групи ланок 4-5 дає можливість графічно визначити значення сил і,
В
Будуємо план сил у масштабі 0.2 мм/н і знаходимо
= 760н, = 342н
2.4.2 Силовий розрахунок групи ланок 2-3
На першому етапі розглядаємо рівновагу ланки 2 і складаємо для нього векторне рівняння сил
В
З цього рівняння випливає, що і прикладена в точці А перпендикулярно до ланки 2.
Сума моментів для ланки 2 відносно точки К дозволяє обчислити момент в поступальної парі утвореної ланками 2 і 3.
М 23 = 0,
Потім складаємо рівняння моментів відносно точки С для групи ланок 2-3, з якого знаходимо значення сили:
В В
де = 2.47м, = 1.96м
(760 * 2.47 +0.0026)/1.96 = 758.76н
Векторне рівняння сил для групи ланок 4-5 дає можливість графічно визначити вектор за модулем і напрямом:
В
Будуємо план сил у масштабі 0.2 мм/н і знаходимо
24/0.2 = 120н.
2.4.3 Силовий розрахунок початкової ланки 1
Векторне рівняння сил для ланки 1 дозволяє графічно визначити вектор за модулем і напрямом:
В
Будуємо план сил у масштабі 0.2 мм/н і знаходимо
758.76Н
Сума моментів для ланки 1 щодо точки О дозволяє обчислити значення рушійного моменту:
В
де = 0.14м,
= 758.76 * 0.14-343.98 =-276.34н/м,
Порівнюючи приведений момент, визначений у силовому розрахунку, із середнім рушійним моментом, знайденим на першому аркуші, проведемо оцінку точності:
(276.34-295)/295 * 100 = 4.89%
3. проектування зубчастих передач планетарного редуктора
3.1 Побудова профілю зуба колеса, виготовленого рейковим інструментом
3.1.1 Розрахунок параметрів зубчастої передачі
Для побудови зубчастої передачі скористаємося розробленої раніше програмою ZUB, яка дозволяє розрахувати необхідні коефіцієнти і якісні показники в Залежно від величини зміщення ріжучого інструменту.
Задані параметри для розрахунку:
1) число зубів шестерні Z 1 = 13;
2) число зубів колеса Z 2 = 23;
3) модуль зуба m = 8
4) кут нахилу лінії зубів по ділильному циліндру = 0 0 ;
5) параметри інструмента: = 20 0 , h * = 1, с * = 0,25;
Розраховані параметри, представлені у вигляді таблиці в додатку. За цими параметрами будуємо графік по осі абсцис якого відкладемо X 1 , а по осі, ординат - значення S * a b і коефіцієнта перекриття,,. Домогтися того, що б всі якісні показники одночасно були хорошими важко. При виборі коефіцієнта зміщення необхідно враховувати. p> 1) проектована передача не повинна заклинювати;
2) коефіцієнт перекриття проектованої передачі повинен бути більше припустимого (> [
3) зуби у проектованої передачі не повинні бути підрізані і товщина їх на колі вершин повинна бути більше допустимої (S a > [S a ]).
Значення коефіцієнта X 1 , X 2 повинні бути такими, що б запобігти всі перелічені явища. Розрахункові коефіцієнти повинні бути вибрані так, що б не було підрізання зубів. Відсутність підрізання...
