Сделай Сам Свою Работу на 5

Руководитель: Филимонов И.Е.

Содержание

Краткое описание работы механизма антенны радиолокатора……………………………..2
Исходные данные………………………………………………………………………………3

Глава 1. Синтез и анализ зубчатого механизма………………………………………………4

1.1 Расчёт параметров зубчатого зацепления………………………………………………...4

1.2 Определение размеров зубьев….………………………………………………………….7

1.3 Построение графиков………….……………………….…………………………………..8

1.4 Расчёт планетарного редуктора.………………………………………………………….11

Глава 2. Анализ и синтез кулачкового механизма…………………………………………..13

2.1 Схема исследуемого кулачкового механизма, исходные данные………………………13
2.2 Определение фазовых углов кулачкового механизма…………………………………..14
2.3 Вычисление графиков функции…...……………………………………………………...15
2.4 Определение основных размеров кулачкового механизма…..…………………………16
2.5 Построение профиля кулачка……………………………………………………………..16
2.6 Определение КПД ………..………………………………………………………………..21
Глава 3. Кинематический анализ рычажного механизма………………..…………………..23

3.1 Определение размеров кривошипно-коромыслового механизма……………………….23
3.2 Построение плана скоростей и ускорений для выбранного положения механизма.....24
3.3 Аналитический расчет….………………………………………………………………….26
3.6 Определение КПД……………………………..…………………………………………...28
3.7 Определение зон мультипликации……..…………………………………………………29

Глава 4. Силовой анализ рычажного механизма………..…………………………………....30

4.1 Определение недостающих значений необходимых для силового анализа…………...30
4.2 Построение плана сил для выбранного положения механизма метод планов......…….31
4.3 Определение силы зацепления Ft в червячной передаче….…………………………….32

Литература……………………………………………………………………………………...33

 

 

Антенна радиолокатора предназначена для обнаружения какой-либо цели в атмосфере. Рефлектор 3 антенны с облучателем 4 (рис. 13 - 1) совершает два основных движения: вращение вокруг вертикальной оси и одновременно колебание вокруг горизонтальной оси.



Рефлектор укреплен на платформе 9, вращение которой вокруг вертикальной оси осуществляется механизмом кругового обзора, включающим электродвигатель 5, планетарный редуктор 6 и цилиндрическую зубчатую передачу 7-8. Колебание рефлектора антенны вокруг горизонтальной оси осуществляется механизмом векторного обзора, установленным на платформе. Механизм секторного обзора антенны имеет самостоятельный электродвигатель 10, который передает вращение кривошипу 1 через планетарный редуктор 11 и червячную передачу. При помощи шатуна 2 движение от кривошипа 1 передается рефлектору, который совершает колебательные движения, отклоняясь от горизонтальной оси на угол .

 
 

 

 


ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

 

Наименование параметра Обозначение Размерность В №1
Число оборотов электродвигателя nд об/мин
Число оборотов платформы антенны n9 об/мин
Число колебании рефлектора n2 об/мин 28.2
Угол отклонения облучателя от горизонтальной оси g град
Длина коромысла lBC м 0,5
Расстояние между точками О и С механизма секторного обзора lOC м 0,7
Вертикальная проекция межосевого расстояния a м 0,4
Вес кривошипа с валом G1 H
Вес шатуна G2 H
Вес рефлектора с облучателем G3 H
Отношение расстояния от точки A до центра масс S2 шатуна к общей длине шатуна lAS2/lAB   0,30
Отношение расстояния от точки B до центра масс S3 рефлектора к длине lBC lAS3/lBC   0,30
Диаметр рефлектора D м 1,0
Момент инерции кривошипа 1, редуктора 11, ротора двигателя 10 относительно оси вала О JS1 кг· м2 1,0
Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его центр тяжести JS2 кг· м2 0,10
Момент инерции платформы 9 (вместе с двигателем 10, редуктором 11, механизмом секторного обзора и рефлектором) относительно оси вращения платформы J'9 кг· м2 8,0
Момент инерции колеса 8 относительно оси вращения J8 кг· м2 0,005
Момент инерции колеса 7 и планетарного редуктора 6 относительно оси вращения колеса 7 J7 кг· м2 0,03
Маховой момент ротора двигателя 5 GD52 кг· м2 0,028
Коэффициент неравномерности вращения платформы антенны d   1/50
Скорость ветра V м/с
Число зубьев колеса 7 z7  
Число зубьев колеса 8 z8  
Модуль зубчатых колес 7 и 8 m мм

 

 

ОСНОВНАЯ ЧАСТЬ

 

1.СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

1.1 Расчёт параметров зубчатого зацепления

1. Коэффициенты смещения:

 

2. Делительные диаметры:

3. Основные диаметры:

4. Угол зацепления в торцовой плоскости:

5. Делительное межосевое расстояние:

6. Межосевое расстояние:

7. Передаточное число:

8. Начальные диаметры:

9. Коэффициент воспринимаемого смещения:

 

10. Коэффициент уравнительного смещения:

 

11. Диаметры впадин:

Высота зуба:

 

 

Диаметры вершин зубьев:

12. Окружной делительный шаг:

13. Угловые шаги:

14. Окружные делительные толщины зубьев:

15. Начальные окружные толщины зубьев:

16. Угол профиля зуба на окружности вершин:

17. Окружные толщины зубьев по вершинам:

Заострение отсутствует.

18. Радиусы кривизны эвольвенты на вершине зуба:

19. Длина линии зацепления:

 

 

20. Длина активной линии зацепления:

21. Угол перекрытия:

22. Коэффициент торцового перекрытия:

23. Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного

профиля:

24. Радиус кривизны эвольвенты в граничной точке эвольвенты:

 

Проверка:

Проверка:

 
 

1.2 Определение размеров зубьев

 

Для расчета профиля зуба вычислим ширину зуба по восьми различным окружностям.

Расчетная формула для нахождения ширины зуба:

,

где Sx – толщина зуба по данной окружности, мм; dx – диаметр окружности, по которой вычисляется толщина зуба, мм; S1 – толщина зуба по делительной окружности зубчатого колеса, мм; d1 – делительный диаметр зубчатого колеса, мм; db – диаметр основной окружности зубчатого колеса, мм.

Для примера, когда dx=33,82 мм; S1=7,64 мм; d1=36 мм; db1=33,82 , мм; α=20º:

;

 

 

Результаты расчетов приведены в табл. 1 для шестерни и в табл. 2 для колеса.

 

Таблица 1

Результаты вычисления профиля зуба шестерни.

 

dx1, мм 33,82 36,392 38,962 41,532 44,0,7
Sx1, мм 7,67 7,46 6,35 5,23 3,61

Таблица 2

Результат вычисления профиля зуба колеса.

 

dx2, мм 63,9 66,7 69,5 72,3 75,1
Sx2, мм 7,92 7,6 6,97 5,92 4,2

 
 


1.3 Построение графиков

Построение графика зон двухпарного зацепления.

Для построения данного графика вычислим величину шага зацепления по основной окружности P:

Определение скорости скольжения в зацеплении

 

Величину скорости скольжения в зацеплении можно определить по формуле:

,

где VS – скорость скольжения в зацеплении, мм/с; – длина отрезка РP1, мм; ω1 – угловая скорость шестерни, рад/с; ω2 – угловая скорость колеса, рад/с.

Вычислим угловую скорость колеса:

- угловая скорость платформы 9; - число оборотов платформы.

Зная угловую скорость колеса и передаточное число, найдем угловую скорость шестерни:

.

Подставив в исходное уравнение вычисленные значения угловых скоростей, а также измерив на чертеже длину отрезка РP1, получим:

 

Вычисление коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса

Удельные скольжения λ1 и λ2 характеризуют изнашивание активных профилей зубьев.

Передаточное число:

.

Длина линии зацепления:

.


Формула для вычисления коэффициента удельных скольжений для шестерни [1]:

,

где ρk1 – радиус кривизны эвольвенты шестерни в точке контакта.

Так как фактически зацепление происходит по активной линии зацепления, то удельные скольжения целесообразно исследовать лишь в пределах g. Поэтому разобьем линию зацепления на 6 интервалов с началом координат в точке .

Для примера, когда g=25.11 мм, U=1.88, ρk1=2.6 мм:

.

Формула для вычисления коэффициента удельных скольжений для колеса [1]:

.

Для примера, когда g=25.11 мм, U=1.88, ρk1=2.1 мм:

Результаты расчетов коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса приведены в табл. 3.

 

Таблица 3

Результаты расчета коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса.

ρk1, мм λ1 λ2
2,1 -3,6 0,782
8,71
0,42 -0,72
16,35 0,71 -2,5
25,11

 

 


 
 


Масштабные коэффициенты

 

Масштабный коэффициент для построения зубчатого зацепления, профиля зубьев, а также для изображения зоны двухпарного зацепления:

.

 

Масштабный коэффициент для построения графика скорости скольжения в зацеплении:

.

 

Масштабный коэффициент для построения графика коэффициентов удельных скольжений:


1.4 Расчет планетарного редуктора

 

Определим передаточное отношение планетарной передачи:

,

где и - частота вращения зубчатого колеса и передаточное отношение зубчатой передачи, определенное в первой части курсового проекта.

Для данного значения передаточного отношения подходит следующая схема редуктора:

Примем более удобное для расчетов округленное значение передаточного отношения планетарной передачи:

.

Входное звено редуктора водило Н

 

 

Принимаем коэффициенты равные передаточному числу редуктора

 

Определим числа зубьев:

Проверим условие соосности:

Так как суммы зубьев одинаковые, то условие соосности выполняется.

Проверим условие сборки число сателлитов равняется 5-м:

Проверка условия соседства:

 

 

 

 

0.586 > 0.209

 

Проверим передаточное отношение планетарной передачи:

17=17 – передаточное отношение выбрано верно.

 
 

2. АНАЛИЗ И СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

 


2.1 Схема исследуемого кулачкового механизма и

исходные данные.

В конструктивную схему механизма антенны кулачковый механизм не входит. Он задан отдельно, поэтому некоторые его параметры в дальнейшем будут определены произвольно.

Схема кулачкового механизма с вращающимся толкателем, снабженным роликом:

 

 

Наименование параметра Обозначение Размерность В №2
Число оборотов кулачка n1 об/мин
Угол рабочего профиля кулачка φр град
Перемещение толкателя hB м 0,024
Длина рычага толкателя lBC м 0,072
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме aдоп град

2.2 Определение фазовых углов кулачкового механизма.

Фазовый угол удаления и сближения:

φу. =50 º

φс. =80º.

Фазовый угол дальнего стояния:

φд.с. = φр.φс.φу.=160º –50º –80º = 30º.

Фазовый угол ближнего стояния:

φб.с. = 360º – = 360º –160º = 200º.

 

2.3 Вычисление графиков функций, отражающих зависимость перемещения толкателя от угла поворота, аналога скорости толкателя от угла поворота и аналога ускорения толкателя от угла поворота.

 

На фазе удаления выходное звено движется по по косинусоидальному зако­ну ;

;

,

где мм; рад;

 

 

На фазе возвращения выходное звено движется по косинусоидальному зако­ну ;

;

,

где мм; рад;

где φу – фазовый угол удаления толкателя, выраженный в радианах; φв – фазовый угол возвращения толкателя, выраженный в радианах; φ – угол поворота кулачка в пределах фазового угла, выраженный в радианах; h – ход толкателя.

 
 


 


Таблица значений графиков:

фаза i kjф/10, град ji, град si, мм s'i, мм s''i, мм
удаление 0,00 0,00 155,52
0,59 13,34 147,92
2,29 25,38 125,85
4,94 34,94 91,47
8,28 41,08 48,15
11,99 43,20 0,12
15,70 41,10 -47,92
19,04 34,98 -91,27
21,70 25,44 -125,70
23,41 13,41 -147,84
24,00 0,00 -155,52
возвращение 24,00 0,00 -60,75
23,41 -8,34 -57,78
21,71 -15,86 -49,16
19,06 -21,84 -35,73
15,72 -25,67 -18,81
12,01 -27,00 0,00
8,30 -25,69 18,72
4,96 -21,86 35,65
2,30 -15,90 49,10
0,59 -8,38 57,75
0,00 0,00 60,75


 
 


Масштабные коэффициенты для построения графиков:

рад/мм; мм/мм; мм/мм; мм/мм; град/мм.

 

2.4 Определение основных размеров кулачкового механизма

 

Минимальный угол передачи движения:

Минимальный радиус кулачка:

мм

Межосевое расстояние:

мм

Начальное угловое перемещение коромысла:

рад

Радиус ролика:

Примем = 10 мм

 

2.5 Построение профиля кулачка

Для построения профиля кулачка воспользуемся аналитическим методом. Для вычисления центрового профиля кулачка воспользуемся следующими формулами:

; ,

где — угол поворота коромысла О1А в i-м положении; — угол, характеризующий начальное положение коромысла;

;

- .

Для примера приведен расчет точки центрового профиля при угле поворота кулачка , , мм, мм, мм, :

мм,


 
 

Результаты вычисления остальных точек центрового профиля кулачка приведены в таблице:

Таблица значений полярных координат центрового профиля кулачка

i j i Ri
0,00 50,00
4,91 50,57
9,67 52,27
14,41 54,84
19,19 58,28
24,12 62,02
29,18 65,76
34,32 68,92
39,50 71,64
44,63 73,35
49,68 73,92
79,68 73,92
87,63 73,35
95,50 71,64
103,32 68,92
111,18 65,76
119,12 62,02
127,19 58,28
135,41 54,84
143,67 52,27
151,91 50,57
160,00 50,00

 
 


Построение действительного профиля производится также по полярным координатам, которые определяются по формулам:

, ,

где Rp — радиус ролика.

Полярный угол, для которого вычислен в обращенном движении,

,

;

Угол давления вычислялся по формуле:

 

Для примера определим полярную координату точки 2 , , мм, мм, мм, мм:

 

мм

 

Результаты вычисления остальных точек центрового профиля кулачка а также угла давления приведены в таблице:

 
 

Таблица значений полярных координат действительного профиля кулачка

 

i j i R1i b1i
40,00 0,00
41,01 8,59
43,64 15,73
46,91 21,30
50,56 25,91
54,12 30,19
57,44 34,36
60,08 38,48
62,25 42,45
63,53 46,20
63,92 49,68
63,92 79,68
63,43 88,66
61,92 97,54
59,49 106,30
56,59 114,92
53,00 123,43
49,25 131,79
45,63 139,87
42,75 147,38
40,72 154,11
40,00 160,00

 
 


Таблица значений угла давления профиля кулачка

 

j i
0,01 -10,92
15,27 4,92
27,42 18,76
34,28 28,04
36,27 33,07
34,93 34,82
31,24 34,03
25,83 30,96
18,68 25,75
10,01 18,27
0,00 8,66
0,00 8,66
-6,53 1,74
-12,74 -5,67
-18,00 -12,88
-21,69 -18,90
-23,53 -23,64
-23,26 -26,46
-20,82 -27,05
-16,05 -24,71
-9,00 -19,35
0,01 -10,92

 


 
 


2.6 Определение КПД


Для кулачкового механизма:


λ угол давления в кулачковом механизме

γ параметрический угол

γ=arcsin(p·cos )
где f¢2-3 – коэффициент трения между роликом и кулачком, принимаем f¢2-3 =0,005
Если pP>1, то M=-1,
если pP<1, то М=+1,
если P>1, то Kp=1,
если P<1, то Kp=P,
δ коэффициент потерь в каждой кинематической паре

i=1:

γ=arcsin(p·cos )=arcsin(0,3254·cos4.92º)=0.33º

 

Результаты вычисления остальных значений КПД приведены в таблице:


Таблица значений КПД профиля кулачка

 

i р Р p*P кпд
122,3
0,325 2,734 0,89 0,86
0,582 1,324 0,77 0,747
0,745 0,973 0,725 0,702
0,812 0,873 0,709 0,686
0,798 0,882 0,704 0,681
0,715 0,985 0,705 0,682
0,582 1,22 0,71 0,687
0,409 1,773 0,725 0,702
0,211 3,547 0,749 0,726
86,03


 
 


3. КИНЕТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

 

3.1 Определение размеров звеньев кривошипно-коромыслового механизма.

 

 

Определим размеры звеньев механизма. По условию:

CO = 0,7 м; CE = 0,4 м; BC = 0,5 м; γ = 10о

В произвольно выбранной точке строим опору C и угол качения выходного звена γ = 10о; придерживаясь условия, на заданном расстоянии изобразим опору O. Определим размеры кривошипа и коромысла:

ΔCOE:

γ = 10о

 

 

Двенадцать положений механизма изобразим с масштабным коэффициентом

3.2 Построение плана скоростей и ускорений для выбранного положения механизма

Метод Планов

Для подробного анализа выберем положение 5, находящееся на рабочем ходу.

 

1) Расчет скорости кривошипа ОА,

2) Расчет скорости коромысла АВ

3) Расчет скорости точки A,

4) Расчет скорости точки S2,

5) Расчет скорости точки S3,

6) Расчет скорости шатуна AB,

7) Расчет угловой скорости шатуна AB,

8) Расчет угловой скорости коромысла B,

 


 

9)Расчет ускорения точки A,

10)Расчет ускорения точки B,

11) Расчет ускорения точки S2,

12)Расчет ускорения точки S3,

13) Расчет углового ускорения коромысла AB,

14) Расчет углового ускорения кривошипа BC,


 
 


3.3 Аналитический расчет.

Применённая программа для расчётов – ТММ ANALYZER.

 

******************** КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ********************

Пользователь: Орлов С.В.

Группа ТМ 490303

Вариант 13-1

Руководитель: Филимонов И.Е.

*********************** Исходные данные ************************

Длина кривошипа L= 0,042 м

Начальный угол поворота кривошипа FIO= 100,500 (град.)

Группа № 1

тип группы =1

способ сборки = 1 Х=0,0000 Y=0,0000

звено присоединения =0 ХF=0,4000 YF=0,5744

L1 = 0,3650; тета1 = 0,00; L2 = 0,5000; тета2 = 0,00

***********************************************************************

В программе приняты следующие обозначения:



©2015- 2017 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.