РЕФЕРАТ

Курсовой проект: 32 с, 6 таблиц, 3 приложения на листах формата А1.

Объект проектирования и исследования – механизм: зубчатый, кулачковый.

Цель курсового проекта исследовать и спроектировать зубчатый и кулачковый механизм.

В проекте сделано: синтез планетарной передачи и эвольвентного зубчатого зацепления с угловой коррекцией, синтез кулачкового механизма с вращательным движением толкателя.

В главной части сделаны необходимые расчеты для исследования зубчатого и кулачкового механизма по которым было построено черчение составных частей данного механизма.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1 Кинематическое исследование рычажного механизма

1.1 Построение плана механизма

1.2 Построение плана скоростей

1.3 Построение плана ускорения

1.4 Определение сил реакции и моментов сил инерции с использованием Метода Бруевича

1.5 Определение сил реакции и моментов сил инерции с использованием Метода Жуковского

2 Синтез зубчатого редуктора

2.1 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи 1-2

2.2 Проверка качества зубьев и зацепления

2.3 Расчет контрольных размеров

2.4 Подбор чисел зубьев планетарного механизма

2.5 Кинетический анализ планетарного механизма

3 Синтез кулачкового механизма с вращательным движением

3.1 Расчет законов движения толкателя

3.2 Построение теоретического и действительного профиля кулачка

Выводы

Перечень ссылок

Приложение А

Приложение В

Приложение С

ВВЕДЕНИЕ

Целью этого курсового проекта является получение студентами навыков в проектировании комплексных механизмов, тоесть таких, которые состоят с нескольких частей. В этой работе таким механизмом является привод конвеера, который состоит из рычажного, зубчатого механизмов и кулачкового механизмов.

Рис.1 Кинематическая схема редуктора

Рис.2 Кинематическая схема стержневого механизма

Рис.3 Схема кулачкового механизма

Исходные данные

Частота вращение двигателя =1080 об/хв

Частота Вращения главного вала =92 об/хв

Модуль колёс зубчатого механизма m = 6 мм

Количество сателитов k =3

Количество зубьев колес: 1, 2 = 14; z₂ = 30

Фазовые углы вращения кулачкового механизма φ_у=100 град;

φ_дс=40 град;

φ_в=70 град;

Ход толкателя кулачкового механизма h=74мм;

Эксцентриситет e =28 мм;

Тип диаграммы 2

1 СИНТЕЗ ЗУБЧАСТОГО РЕДУКТОРА

1.1 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи 1-2

Проектируем зацепление со смещением 1 – 2. Основними исходными данными при проектировании зубчатых передач является расчетный модуль m=6мм, и числа зубьев колес z₁ = 14, z₂ = 30. Параметры исходного контура коэффициент высоты головки h^*_a=1,0; коэффициент радиального зазора c^*=0,25; угол профиля исходного контура α=20°.

Коэффициент смещения исходного контура для первого и второго колеса

Х₁ = 0,536 та Х₂ = Х_Σ - Х₁ = 0,976 – 0,536 = 0,44 (выбираются согласно от чисел зубьев колёс z₁ та z₂).

Рассчитываем параметры для неравносмещенного зацепления.

Шаг по делительной окружности:

p = π∙m = 3,1416∙6 = 18,85 мм.

Радиусы делительных окружностей:

r₁=0,5∙m∙z₁=0,5∙6∙14=42 мм;

r₂=0,5∙m∙z₂=0,5∙6∙30=90 мм.

Радиусы основных окружностей:

r_b1=r₁∙cosα=42∙0,93969=39,467 мм;

r_b2=r₂∙cosα=90∙0,93969=84,572 мм.

Шаг по основной окружности:

p_b = p∙cosα=18,85 ∙0,93969=17,713 мм.

Угол зацепления:

inv α_w = + inv α = 0,031052;

α = α_w = 25,278°;

Радиусы начальных окружностей:

r_w1= 0,5∙ m∙z₁∙ = 0,5∙6∙14∙1,0392=43,646 мм;

r_w2= 0,5∙ m∙z₂∙ = 0,5∙6∙30∙1,0392= 93,528 мм.

Межосевое расстояние:

a_w = r_w1 + r_w2 =43,646 +93,528=137,174 мм.

Радиусы окружности впадин:

r_f1 = m∙ (0,5∙z₁ – h^*_a – c^*) = 6 ∙ (0,5∙14 – 1,0 – 0,25)= 37,716 мм;

r_f2 = m∙ (0,5∙z₁ – h^*_a – c^*) = 6∙ (0,5∙30 – 1,0 – 0,25) = 85,140 мм.

Высота зуба определяется с условием, что в неравносмещенном и нулевом зацеплениях радиальный зазор равняется с^*∙m. Тогда:

h = a_w – r_f1 – r_f2 - с^*∙m =137,174 –37,716 – 85,140 – 0,25∙6 = 12,818 мм;

Радиусы окружности вершин:

r_a1 = r_f1 + h = 37,716 +12,818 =50,534 мм;

r_a2= r_f2 + h = 85,140 +12,818 = 97,958 мм.

Толщины зубьев по делительным окружностям:

S₁=m∙ (0,5∙π+2∙x₁∙tgα)=6∙ (0,5∙3,1416+2∙0,536 ∙0,9396) = 11,766 мм;

S₂= m∙ (0,5∙π+2∙x₂∙tgα)= 5∙ (0,5∙3,14162+2∙0,44 ∙0,9396 )= 11,347 мм.

Толщины зубьев по основным окружностям:

S_b1 = 2∙r_b1∙ ( ) = 2∙39,467 ∙ ( )= 12,233 мм;

S_b2 = 2∙r_b2∙ ( ) = 2∙84,572 ∙ ( )=13,183 мм.

Толщины зубьев по начальным окружностям:

S_w1 = 2∙r_w1∙ ( -inv α_w)=2∙43,646 ∙( – )=

= 10,817 мм;

S_w2=2∙r_w2∙( -inv α_w)=2∙93,528 ∙( – )=

=8,771 мм.

Шаг по начальной окружности:

мм.

Необходимо проверить, выполняется ли равенство: S_w1+S_w2 = P_w.

Допускается погрешность ∆≤0,02 мм.

S_w1+ S_w2=10,817 +8,771 = мм.

Имеем погрешность ∆=0 мм.

Толщина зубьев по окружностям вершин:

S_a1=2∙r_a1∙( - inv α_a)

Угол профиля на окружностях вершин α_a определяется по фомуле:

;

α_a1 = 38,647 ; inv α_a1=0,125120;

S_a1=2∙r_a1∙ ( - inv α_a1)=2∙ ∙( 0,125120)

= 3,017 мм

α_a2=30,305; inv α_a2=0,0555546;

S_a2=2∙r_a2∙( - inv α_a2)=2∙ ∙( ) = 4,388 мм.

Коэффициент перекрытия:

Радиус кривизны эвольвенты в точке В₁:

ρ_a1=N₁B₁= 31,56 мм

ρ_a2=N₂B₂= 49,429 мм

Длина линии зацепления:

N₁N₂=a_w∙sinα_w= ∙ =58,573 мм.

Результаты расчетов заносят в табл. 2.1

Таблица 1.1 – Расчетные параметры нулевого и неравносмещенного зацепления

1.2 Проверка качества зубьев и зацепления

Проверка на не заострение:

S_a≥0,4∙m=0,4∙6=2,4 мм;

S_a1=3,017мм;

S_a2=4,338мм.

Проверка на отсутствие подрезания:

0,5∙z₁∙sin²α ≥ h^*_a – x₁;

0,5∙14∙0,1833 ≥ 1 – 0,519;

1,2831≥ 0,481.

0,5∙z₂∙sin²α ≥ h^*_a – x₂;

0,5∙30∙0,1833 ≥ 1 – 0,418;

2,7495≥ 0,582.

Для обеспечения плавности зацепления коэффициент перекрытия для силовых передач требуется принимать ε ≥ 1,15. За нашими подсчетами имеем

ε = 1,265

1.3 Расчет контрольных размеров

Размер постоянной хорды:

S_c=S∙cos²α;

S_c1=S₁∙cos²α = 11,766∙0,883= 10,389мм;

S_c2=S₂∙cos²α = 11,347∙0,883= 10,019мм.

Расстояние от окружности вершин до постоянной хорды: