Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

допустимого ;

3) зубья у передачи не должны быть подрезаны, и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой .

Отсутствие подрезания обеспечивается при наименьшем , отсутствие заострения – при максимальном значении коэффициента смещения . Значение вычислено на ЭВМ. Для определения значения на графике проведена линия до пересечения с кривой . В точке их пересечения получено значение . Таким образом выделена зона «подрезание-заострение». Проведена линия [ ]=1,3 до пересечения с графиком . Таким образом, определена область допустимых значений . В этой области был выбран коэффициент смещения .

5.5. Построение схемы станочного зацепления и профиля зуба.

Профиль зуба колеса образуется как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает реальный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура, а переходная кривая профиля зуба - закругленным участком.

Схема станочного зацепления построена следующим образом:

1) Была проведена делительная d₁=d_w01 и основная d_b1 окружности, окружности вершин d_1 и впадин d_f1.

2) Отложено от делительной окружности (с учетом знака) выбранное в результате анализа смещение x₁ m_t и проведена делительная прямая исходного производящего контура реечного инструмента.

3) На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проведены прямые граничных точек, а на расстоянии - прямые вершин и впадин; станочно-начальная прямая построена касательно к делительной окружности в точке P₀ (полюс станочного зацепления).

4) Построен исходный производящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью. Для этого от точки пересечения вертикали с делительной прямой (точка G) отложен влево по горизонтали отрезок в 1/4 шага, и через его конец, перпендикулярно к линии зацепления , проведена наклонная прямая, которая образует угол с вертикалью. Эта прямая является прямолинейной частью профиля зуба исходного производящего контура инструмента. Закругленный участок профиля построен как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиуса .

После этого был построен профиль зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура в точке K.

Фиксируются точки пересечения линии, касательной к окружности вершин, и прямолинейной части профиля инструмента и центр окружности закругленного участка профиля, точка . На прямой отмечены несколько точек I, II, III, IV на равном расстоянии друг от друга. Такие же точки отложены на станочно-начальной прямой (точки 1, 2, 3 …) и на дуге делительной окружности (точки 1’, 2’, 3’ …). Из центра колеса через точки 1’, 2’, 3’, … на делительной окружности проведены лучи 01’, 02’, 03’, … до пересечения с окружностью вершин в точках 1”, 2”, 3”, …. При перекатывании без скольжения станочно-начальной прямой по делительной окружности точки 1, 2, 3,... и точки 1`­, 2`­, З`­,... последовательно совпадают; то же для точек I,II, III,... и точек 1``­, 2``, З``­... . При этом точка W­ описывает укороченную эвольвенту, а точка L­ - удлиненную.

Любое промежуточное положение точки W или L находится построением соответствующих треугольников.

Из точек радиусом были проведены окружности, а через точки касательно к этим окружностям прямые, которые дали новые положения исходного производящего контура. К полученному ряду положений профиля зуба исходного контура проведена огибающая, которая определяет левый профиль зуба изготовляемого колеса. Далее на окружности вершин была отложена толщина зуба . Через полученную точку построена вторая половина профиля этого же зуба. Полученный профиль был дважды копирован на расстояние шага по делительной окружности.

Масштаб схемы m_L=8 .

5.6. Построение проектируемой зубчатой передачи.

По вычисленным на ЭВМ параметрам проектируемая зубчатая передача была построена следующим образом.

1. Отложено межосевое расстояние и проведены окружности: начальные , ; делительные , ; основные , ; окружности вершин , и впадин , . Начальные окружности соприкасаются в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно воспринимаемому смещению ym_t. Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренное по осевой линии, равно радиальному зазору .

2. Через полюс зацепления касательно к основным окружностям колес проведена линия зацепления. Точки касания и называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленным к осевой линии в полюсе, угол зацепления . Буквами и отмечена активная линия зацепления. Точка является точкой пересечения окружности вершин колеса с линией зацепления, ее называют точкой начала зацепления; точка - точка пересечения окружности вершин шестерни с линией зацепления, ее называют точкой конца зацепления.

3. На колесе строятся профили трех и четырех зубьев, причем точки контакта К и К` должны располагаться на активной линии зацепления. Профили зубьев шестерни перенесены на чертеж проектируемой передачи со схемы станочного зацепления; эвольвентная часть профиля зуба колеса построена обычным образом, как траектория точки прямой при перекатывании ее по основной окружности без скольжения, и перенесена в точку контакта зубьев К на линию зацепления. От построенного профиля зуба отложена толщина зуба по делительной окружности и построен аналогичный профиль другой стороны зуба. Профили двух других зубьев расположены на расстоянии шага . На зубьях, соприкасающихся в точке К, отмечены активные профили, которые взаимодействуют в процессе зацепления. Нижние точки активных профилей лежат на пересечении окружностей и соответствующих профилей.

6.Синтез планетарного редуктора.

6.1. Расчет числа зубьев колес.

Расчет производится по стандартной методике изложенной в [1].

Согласно заданной схеме и исходным данным проектируемый редуктор будет иметь кинематическую схему однорядного планетарного механизма с цилиндрическими зубчатыми колесами, изготовленными без смещения инструмента . Входным звеном, передающим вращение от двигателя, будет водило, соединенное с двумя сателлитами. Сателлиты приводят в движение колесо.

Расчет производиться с учетом условий сборки, соосности, соседства и заданного передаточного отношения.

В качестве начального приближения число зубьев на колесе 1 выбирается произвольным образом.

Принимается Z₁=30

Из условия обеспечения заданного передаточного числа:

И

з условия соосности:

Проверка условия соседства:

Условие выполняется. Соседство сателлитов обеспечено.

Проверка условия сборки:

Для колес, изготовленных без смещения ;

для колес с внутренними зубьями, изготовленными стандартным инструментом ( ;

во избежание интерференции зубьев при внутреннем зацеплении должно выполняться условие:

Подберём числа зубьёв с помощью метода сомножителей:

Условие сборки выполняется. Сборка возможна.

Радиусы делительных окружностей:

На графическом листе 4 показана схема и проведен графический расчет планетарного механизма.

Расчет произведен по стандартной методике изложенной в [1].

Заключение.

При проектировании механизмов двигателя и передачи мотоцикла был определен закон движения коленчатого вала двигателя .

В результате проведения силового расчета была получена картина нагружения звеньев двигателя механизмапри различных положениях механизма. Для наглядной иллюстрации результатов расчета были построены годографы и графики реакций связей в кинематических парах механизма, по которым можно судить о наиболее тяжело нагруженных узлах двигателя.

Была спроектирована зубчатая передача мотоцикла, при этом был смоделирован процесс изготовления шестерни передачи, выбранным смещением инструмента; и построена схема зацепления шестерни и колеса.

Был спроектирован планетарный редуктор, который обеспечивает передаточное отношение Для зубчатых колес планетарного мультипликатора были подобраны числа зубьев z₁=30, z₂=30, z₃ = 90 определяющие габаритные размеры кинематические характеристики механизма.

Для привода выхлопного клапана двигателя был спроектирован кулачковый механизм, имеющий минимально возможные для заданной схемы механизма габаритные размеры. При радиусе ролика толкателя м, ходе толкателя м, максимально допустимом угле давления =30⁰ и рабочем угле был получен радиус центрального профиля кулачка м.

Список литературы

1. Попов С.А., Тимофеев Г.А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин», 1998г.

2. Тимофеев Г.А., Умнова Н.В. «Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование», 2012г.

3. Тимофеев Г.А. «Теория механизмов и машин»,2015г.

4. Курс лекций Плужникова Б.И. по теории механизмов и машин.

32

Характеристики

Список файлов курсовой работы