Определение кинетической энергии и приведенного момента инерции механизма

2.7 Определение кинетической энергии и приведенного момента инерции механизма

Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетической энергии звеньев:

Тмех=∑Тi

Для механизма насоса с заданными параметрами кинетическая энергия звена равна:

∑Тi=Т3+Т5=

Где

JO2’==12·0,352/3=0,49 кг·м2

JO2’’==30·0,1552/3=0,24 кг·м2

Т3=(0,49+0,24)·4,942/2=8,9 Дж

Т5=35·0,95/2=16,62 Дж

Тмех=8,9+16,62=25,52 Дж

За звено приведения обычно выбирают ведущее звено. Так как у исследуемого механизма ведущим звеном является кривошип, то кинетическая энергия определится по формуле:

Tпр=

Откуда находим приведенный момент инерции:

Jпр=

Jпр=2·25,52/15,712=0,2 кг·м2

3 Геометрический расчет зубчатой передачи. Проектирование планетарного механизма

3.1 Геометрический расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

Число зубьев шестерни Z5=11;

Число зубьев колеса Z6=25;

Модуль m=6 мм;

Нарезание проводится методом обкатки инструментом реечного типа, который профилируется на основе исходного контура по ГОСТ 13755-81 и имеет следующие значения: угол профиля ; коэффициент высоты головки ; коэффициент радиального зазора ;

Определяем геометрические параметры эвольвентной передаче.

Определяем минимальный коэффициент смещения:

Z5<17и Z5+Z6≥34, следовательно, передача равносмещенная,

x5=(17-Z5)/17=(17-11)/17=0,35 мм;

x6=-x5=-0,35 мм;

Определяем делительное межосевое расстояние:

а= 0,5·m·(Z5+Z6)= 0.5·6·(11+25)=108 мм;

Определяем высоту зуба:

h=m(2ha*+c*)=6(2·1+0,25)=13,5 мм;

4) Делительная высота головки зуба:

ha=m·(ha*+x);

ha5= m·(ha*+x5)= 6·(1+0,35)= 8,1 мм;

ha6=m·(ha*+x6)=6·(1-0,35)= 3,9 мм;

5) Делительная высота ножки зуба:

hf= m·(ha*+C-x);

hf5= m·(ha*+C-x5)= 6·(1+0,25-0,35)= 5,4 мм;

hf6= m·(ha*+C+x6)= 6·(1+0,25+0,35)= 9,6 мм;

Диаметр делительной окружности:

d5= m·Z5= 6·11= 66 мм;

d6= m·Z6= 6·25= 150 мм;

Диаметр основной окружности:

db5= m·Z5·cos(α)= 6·11· cos(20)= 62,05 мм;

db6= m·Z6·cos(α)= 6·25· cos(20)= 147 мм;

Диаметр окружности вершин зубьев:

da=m·Z+2m·(ha*+x);

da5=m·Z5+2m·(ha*+x5)=6∙11+2·6(1+0,35)= 82,2 мм;

da6=m·Z6+2m·(ha*+x6)=6∙25+2·6(1-0,35)= 157,8 мм;

Диаметр окружностей впадин зубьев:

df=mZ-2m(ha*+C*-x);

df5=mZ5-2m(ha*+C*-x5)=11·5-2·6(1+0,25-0,35)=55,2 мм;

df6=mZ6-2m(ha*+C*-x6)=25·5-2·6(1+0,25+0,35)=130,8 мм;

10) Делительная окружная толщина зуба:

S=0,5·π·m+2m·x·tg(α);

S5=0,5·3,14·6+2·6·0,35·tg(20)= 10,9 мм;

S6=0,5·3,14·6-2·6·0,35·tg(20)= 7,9 мм;

Делительный шаг:

P= π·m = 3,14·6=18,84 мм;

12) Основной шаг:

Pb= π·m cos(α)= 3,14·6·0,94=17,7 мм;

13) Радиус кривизны галтели

ρ=0,38m=2.28 мм;

14) Строим зубчатую передачу с масштабным коэффициентом Kl=0,00025 м/мм;

15) Проверяем коэффициент торцевого перекрытия

а) аналитический метод:

1,57

б) графический метод:

где – длина активной линии зацепления.

3.2 Определение передаточного отношения планетарной ступени и подбор числа зубьев колес

Исходные данные:

nкр=150 мин-1;

nдв=1500 мин-1;

Z5=11;

Z6=25;

знак передаточного отношения привода (-)

Составляем общее передаточное отношение механизма:

Рассчитаем передаточное отношение  и  через исходные данные:

Из исходного уравнения определяем передаточное отношение планетарной ступени:

;

Составляем формулу Виллиса для планетарной передачи:

;

;

Запишем через числа зубьев передаточное отношение обращенного механизма:

;

Подбираем числа зубьев:

; ;

Z1+Z2=Z4-Z3;

Z1+Z2=30+30=60

Z3+Z4=85-25=60

Z1=30, Z2=30, Z3=25, Z4=85

По выбранным числам зубьев определяем размеры колес:

d=m·Z;

d1=6·40=240 мм;

d2=6·40=240 мм;

d3=6·25=150 мм;

d4=6·85=510 мм;

d5=6·11=66 мм;

d6=6·25=150 мм

Масштабный коэффициент построения Кl=0,001 м/мм;

Для построения плана скоростей редуктора определяем скорость точки А:

 м/с;

Строим план скоростей. Масштабный коэффициент плана скоростей

 мс-1/мм;