Задание № 148 Б, страница 6

4. На чертеже проектируемой зубчатой передачи указываем диаметры начальных, делительных, основных окружностей, окружностей вершин и впадин, шаг и толщина зубьев по делительным окружностям, высота зубьев, межосевое расстояние, воспринимаемое смещение, угол зацепления, радиальный зазор, положение профилей в точках начала и конца зацепления, углы торцевого перекрытия и .

3.2. Проектирование планетарного редуктора.

3.2.1. Исходные данные для проектирования.

- число сателлитов ;

- модуль ;

- передаточное число редуктора:

; (здесь - число оборотов коленчатого вал; - число оборотов электродвигателя). Выбираем значение из ряда нормальных величин ( .

3.2.2. Подбор чисел зубьев.

1) Уравнение передаточного отношения:

;

2) Уравнение соосности (принимаем зубья колес планетарного редуктора без смещения):

3) Уравнение сборки:

где P = 0, 1, 2, 3 … - целое число; Ц – любое целое число.

4) Условие соседства:

Критерии оптимальности:

1) Наибольший радиальный размер или : Г , если > ; , если > ;

2) Сумма чисел зубьев , косвенно определяющая массу и трудоемкость изготовления;

3) Условие отсутствия кратности числу сателлитов k числа зубьев центральных колес.

3.2.3.Выбор числа зубьев колес.

Задаем число зубьев центрального колеса:

Из 1) 

Из 2) 

Проверяем условие сборки по 3) при Р = 0:

- целое число, т.е. условие сборки выполняется.

Проверяем условие соседства по 4):

0,86>0,22 - условие соседства выполняется.

Выбранное количество зубьев колес редуктора:

Определяем радиусы делительных окружностей колес:

3.2.4. Графическая проверка передаточного отношения редуктора.

На кинематической схеме редуктора строим треугольники скоростей.

Угловые скорости колеса и водила Н пропорциональны тангенсам углов и .

Передаточное отношение определяется графически по соотношениям:

.

мм; мм, тогда:

4. Проектирование кулачкового механизма.

4.1. Исходные данные для проектирования.

Смазка компрессора осуществляется масляным насосом кулачкового типа, расположенного в картере, состоящего из кулачка и поступательно двигающегося толкателя. В техническом задании определен закон изменения ускорения толкателя в зависимости от угла поворота кулачка. Кроме того, определены следующие исходные данные:

Угол рабочего профиля кулачка, - 150 град

Ход толкателя, - 0,019 м;

Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме, - 20 град.;

Эксцентриситет толкателя, e – 0,002 м;

Диаметр толкателя,

Отношение величин ускорений толкателя, 1,5.

4.2. Построение кинематических диаграмм движения толкателя.

Путем последовательного графического интегрирования заданной функции изменения ускорения толкателя получаем графики передаточной функции скорости и перемещения толкателя. По графику перемещения толкателя определяем максимальное значение перемещения, которое в данном случае равно мм, что соответствует ходу толкателя h= 0,019 м. Исходя из полученного результата, находим масштаб графика перемещения толкателя:

; , где

- база графика по оси абсцисс [мм].

Приняв отрезок интегрирования графика скорости OК равными 76,4 мм, был определен масштаб графика передаточной функции скорости толкателя.

Приняв отрезок интегрирования графика скорости OК равными 30 мм, был определен масштаб графика передаточной функции ускорения толкателя.

4.3. Построение допустимой области расположения центра вращения кулачка.

Для определения допустимой области расположения центра вращения кулачка, необходимо произвести построение его фазового портрета. Эта операция сводится к построению зависимости передаточной функции скорости толкателя от его перемещения. Затем проведем вертикальные прямые касательные к крайним точкам фазового портрета и отложим от них допустимые углы давления. Проводили под этим углом прямые до их пересечения, получили точку, являющуюся центром кулачка минимальных размеров. Вся область, расположенная под этой точкой и ограниченная двумя прямыми, является областью, каждая точка которой может быть центром вращения кулачка, обеспечивающего прямой ход и реверс без заклинивания. Теперь необходимо провести вертикальную линию на расстоянии равном заданному эксцентриситету. Учитывая то, что мы стремимся спроектировать механизм с наименьшими габаритами, кулачок должен быть реверсивным и иметь минимальные размеры, центр его вращения должен находиться в точке пересечения этой линии с проведенными ранее прямыми. Радиус начальной шайбы центрового профиля

4.4. Построение центрового и конструктивного профилей кулачка

При построении . Для построения профиля кулачка проведем из полученного центра вращения кулачка окружность, радиус которой равен расстоянию между центром вращения кулачка и нулевой точкой фазового портрета ( ). Расположим ось толкателя таким образом, чтобы она смещена относительно центра вращения кулачка на величину эксцентриситета .От произвольной точки на окружности отложим угол рабочего профиля кулачка = 150^о и разобьем его лучами на 14 равных частей. Таким образом на окружности получим семейство точек 0,1,2,...,14.Проведем через каждую из этих точек линии, касательные к окружности с радиусом равным эксцентриситету. Отложив на каждом из полученных линий отрезки 1B₁, 2B₂,...,14B₁₄, соответствующие ординатам соответствующие ординатам с графика перемещения толкателя и соединив точки B₁,B₂,...B₁₄ плавной линией, получим теоретический профиль кулачка. Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведенным из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика. В данном случае радиус ролика м.

4.5. Построение графика изменения углов давления.

График изменения угла давления на фазе удаления толкателя при рабочем направлении вращения кулачка и при его реверсе строим с использованием фазового портрета. Углы давления определяем графически по фазовому портрету.

Таблица 4.1

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:

1. Определен закон движения звена приведения кривошипно-ползунного механизма V-образного двухступенчатого поршневого компрессора с длиной кривошипа и длиной шатуна м для установившегося режима, вращающегося со средней угловой скоростью . Для обеспечения заданного коэффициента неравномерности вращения , необходимо установить маховик с моментом инерции .

2. Для заданного положения механизма угловая скорость кривошипа = 156,14 рад/с, угловое ускорение рад/с², внешние силы определены реакции в кинематических парах механизма

и движущий момент Погрешность расчета составила 2,9 %.

3. Спроектирована прямозубая цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с модулем m=4 мм, с числом зубьев колес и , коэффициентами смещения который обеспечивает коэффициент торцевого перекрытия

4. Спроектирован однорядный планетарный редуктор с передаточным отношением и c числом зубьев зубчатых колес =24, =56, =96 с нулевым смещением .

5. Спроектирован плоский кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем. При заданном законе движения толкателя обеспечивается угол давления, при минимальном радиусе кулачка , радиусе ролика , эксцентриситете e=0,002 м, меньше допустимого угла давления

Список литературы.

Основная литература:

1. Теория механизмов и механика машин. 3-е издание / Под ред. К. В. Фролова. – М.: Высшая школа, 2001 г.г.

1. Попов С. А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин 3-е издание.- М.: Высшая школа 1999 г.

Дополнительная литература:

1. Тимофеев Г.А. " Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов и механике машин. Часть 1". М.: МГТУ имени Баумана, 2000г.

1. Каганов Ю.Т., Каганова В.В. "Методические указания к курсовой работе по теории механизмов". М.: МГТУ имени Баумана, 2005г.

1. Тимофеев Г.А., Самойлова М.В. "Проектирование кулачковых механизмов". М.: МГТУ имени Баумана, 1998г.

7