Kursovoe_proektirovanie_Chernaya_Timofee v_2019_2ch (528508), страница 3
Текст из файла (страница 3)
Расчет параметров выполняютпри условии, что модуль зацепления m зубчатыхколес получен из расчета зубьев на прочность.Цилиндрическую зубчатую передачу можносформировать из колес с прямыми и косыми зубьями. Косозубые передачи по сравнению с прямозубыми обладают рядом д о с т о и н с т в, к которым можно отнести следующие: уменьшениеуровня шума при работе; меньшие габаритныеразмеры; высокую плавность зацепления (винтовой зуб косозубого колеса входит в зацепление не сразу по всей своей длине, а плавно);большую нагрузочную способность за счетбольшей, чем в прямозубой передаче, площадиконтакта; значительно меньшие дополнительные динамические нагрузки. Это объясняетсябольшой суммарной длиной контактных линий находящихся в зацеплении колес. Однакоза счет наклона зуба в зацеплении косозубойпередачи появляется осевая сила, что вызываетнеобходимость применения для установки валаупорных подшипников.В соответствии с ГОСТ 16531—83 зубчатыецилиндрические передачи с прямыми и косыми зубьями могут быть трех видов (рис. 5.1): безсмещения, положительные и отрицательные.Зубчатая передача без смещения (рис. 5.1, а)формируется или из нулевых зубчатых колес 1,2 при условии, что коэффициент смещения инструмента при их нарезании x=x=0 (нулевая12передача), или из одного положительного и одного отрицательного колеса при условии, чтоx1 = − x2 (равносмещенная передача).В зубчатой передаче без смещения суммарный коэффициент смещения xΣ = x1 + x2 = 0,делительные окружности колес касаются в полюсе P зацепления и в процессе зацепленияперекатываются друг по другу без скольжения,поэтому радиусы rwi начальных окружностейколес равны радиусам ri делительных окружностей:rwi= ri= mzi /2, i = 1, 2.Межосевое расстояние передачи aw = rw1 + rw 2равно делительному межосевому расстоянию a:aw = r1 + r2 = m( z1 + z2 )/ 2 = a, (5.1)поэтому коэффициент воспринимаемого смещения y = 0.
Угол α w зацепления (острый угол,составляемый линией зацепления и общей касательной к начальным окружностям, проведенной через полюс зацепления) равен углу αпрофиля эвольвентного зуба в точке, лежащейна делительной окружности, который, в своюочередь, равен углу профиля режущего инструмента: α w = α.Положительная зубчатая передача (рис. 5.1, б)может быть составлена из двух положительныхколес (x1 > 0 и x2 > 0), из положительного и нулевого или из положительного и отрицательногоколеса, при этом суммарный коэффициент смещения xΣ = x1 + x2 должен быть положительным( xΣ > 0). Делительные окружности колес не соприкасаются между собой, радиусы начальныхокружностей больше радиусов делительных, поэтому коэффициент воспринимаемого смещения y > 0. Межосевое расстояние равно суммерадиусов начальных окружностей колес:67Раздел 6.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВС ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ КОЛЕСАМИ6.1. Основные характеристикиИз всех видов механических передач планетарные зубчатые механизмы в большей степени,чем другие, снижают материалоемкость машины. По сравнению с зубчатыми передачами,имеющими неподвижные оси вращения, габаритные размеры и масса планетарных зубчатыхмеханизмов меньше при равных передаточныхотношениях. Это связано главным образом стем, что в планетарных зубчатых механизмахблагодаря наличию нескольких сателлитов осуществляется многопоточность передачи мощности с ведущего звена на ведомое. Однакопроектирование планетарных передач — болеетрудоемкая задача, чем проектирование обычных передач, поскольку подбор числа зубьевколес отдельных ступеней связан с необходимо-стью соблюдения ряда условий и ограничений.При этом, как правило, число условий бывает меньше числа неизвестных, поэтому нельзяполучить однозначного решения.
Задача определения чисел зубьев колес сводится к поискумножества вариантов, соответствующих исходным данным, и выбору оптимального.Проектирование планетарного зубчатогомеханизма, если не задана структурная схемамеханизма редуктора, начинают с ее выбора. Нарис. 6.1 приведены все 22 схемы планетарныхредукторов, имеющих не более трех пар зацеплений. Однако на практике схемы с составнымсателлитом, т. е. с сателлитом, состоящим изчетырех зубчатых колес, применяют достаточноредко, и обычно используют передачи с двумяпарами зацепления (рис. 6.2). Таких передач существенно меньше. Более того, в практике ма-Рис. 6.187Раздел 7. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНИЗМОВ7.1.
Задачи проектированияВ данном разделе выполняем проектирование плоского кулачкового механизма, которыйявляется составной частью проектируемой машины.В п е р в о й части проектирования решаемзадачу метрического синтеза — определение основных размеров механизма, обеспечивающихзаданный закон движения толкателя при ограничениях на угол давления и габаритные размеры. Для реализации алгоритмов, полученныхпри решении задачи метрического синтеза, всочетании с графической визуализацией результатов используем систему Mathcad.Во в т о р о й части проектирования осуществляем профилирование кулачка по заданному закону движения толкателя и его основным размерам, найденным в результате метрическогосинтеза.
Профилирование можно выполнитьв любом графическом пакете.Кулачковый механизм предназначен для преобразования возвратно-вращательного (возвратно-поступательного) движения в возвратнопоступательное или возвратно-вращательноедвижение по требуемому закону с возможными остановками выходного звена. Кулачковыймеханизм можно использовать как о с н о в н о ймеханизм, но чаще — как в с п о м о г а т е л ь н ы йдля выполнения технологической операции,последовательность и продолжительность которой согласуется с движением звеньев основного механизма.
В ДВС кулачковые механизмыперемещают впускные и выпускные клапаны,в станках их используют в механизмах подачизаготовки, в конвейерах и транспортерах ониуправляют механизмами дозаторов или концевых выключателей, в кузнечно-прессовыхмашинах перемещают заготовки или готовыеизделия. В механизмах с гидравлическим приводом их применяют для регулирования подачижидкости.
Плунжерные насосы на основе ку96лачковых механизмов используют в смазочныхсистемах механизмов и редукторов.В е д у щ и м (начальным) звеном механизмаявляется кулачок, в е д о м ы м (выходным) звеном — толкатель, образующие между собойвысшую кинематическую пару — зацепление.В техническом задании на курсовое проектирование рассматриваются механизмы, вкоторых ведущим звеном является дисковыйкулачок 1 (рис. 7.1), угол его поворота ϕ1 = ϕесть обобщенная координата механизма, ведомым — толкатель 2 (остроконечный, с роликомили грибовидный).
Толкатель может совершатьп о с т у п а т е л ь н о е (рис. 7.1, а), или в р а щ а т е л ь н о е (рис. 7.1, б) движение. Закон движения толкателя есть функция обобщенной координаты.Большинство кулачковых механизмов относится к цикловым механизмам с периодомцикла, равным 2π.
В цикле движения толкателяв общем случае можно выделить четыре фазы:1) удаления из самого близкого (по отношению к центру вращения кулачка) в самое дальнее положение;2) дальнего стояния (выстоя в самом дальнем положении);3) сближения (возвращения из самого дальнего положения в самое близкое);4) ближнего стояния (выстоя в самом ближнем положении).В соответствии с этим углы поворота кулачка или фазовые углы подразделяют на углыудаления ϕ1у , дальнего стояния ϕ1д , сближения ϕ1с и ближнего стояния ϕ1б , которые назначают поциклограмме, отражающей согласованность перемещений исполнительных звеньев механизма.
Сумма ϕ1у + ϕ1д + ϕ1с = ϕ1р — угол рабочегопрофиля кулачка (см. рис. 7.1).Исходные данные к проектированию:• структурнаясхемамеханизма(см.рис. 7.1, а или б), показывающая тип кулачка,вид толкателя и характер движения толкателя;Ïðèëîæåíèå 1Ìåòðè÷åñêèé ñèíòåç ïëîñêèõ ðû÷àæíûõ ìåõàíèçìîâÏ1.1. Ïðîåêòèðîâàíèå êðèâîøèïíî-ïîëçóííîãîìåõàíèçìà ïî äâóì çàäàííûì ïîëîæåíèÿìêðèâîøèïà è õîäó ïîëçóíà112Ï1.2. Îïðåäåëåíèå äëèí çâåíüåâ÷åòûðåõøàðíèðíîãî ìåõàíèçìà ïî äâóìåãî êðàéíèì ïîëîæåíèÿìÏðèëîæåíèå 2Ïðîåêòèðîâàíèå ìåõàíèçìà ÷åòûðåõòàêòíîãî äâèãàòåëÿ âíóòðåííåãî ñãîðàíèÿÏ2.1. Ìåòðè÷åñêèé ñèíòåç ìåõàíèçìà117Ïðèëîæåíèå 3Ïðîåêòèðîâàíèå ìåõàíèçìà ñòðîãàëüíîãî ñòàíêà127Ïðèëîæåíèå 4Ïðîåêòèðîâàíèå ìåõàíèçìà ïðåññàÏ4.1. Ìåòðè÷åñêèé ñèíòåç ìåõàíèçìàÏ4.2. Êèíåìàòè÷åñêèé àíàëèç ìåõàíèçìà137Ïðèëîæåíèå 5Ïðîåêòèðîâàíèå ìåõàíèçìà ïíåâìîöèëèíäðàÏ5.1. Ìåòðè÷åñêèé ñèíòåç ìåõàíèçìàÏ5.2.
Êèíåìàòè÷åñêèé àíàëèç ìåõàíèçìà143Ïðèëîæåíèå 6Ñèíòåç êóëà÷êîâûõ ìåõàíèçìîâÏ6.2. Êèíåìàòè÷åñêèå äèàãðàììûÏ6.1. Ôàçîâûå óãëû149Ïðèëîæåíèå 7Ïðèìåðû âûïîëíåíèÿ ëèñòîâ êóðñîâîãî ïðîåêòà156ЛИТЕРАТУРА1. Артоболевский И.И. Теория механизмови машин. М.: Наука, 2001. 640 с.2. Гавриленко В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи.
М.: Машиностроение,1969. 430 с.3. Зиновьев В.А. Курс теории механизмов имашин: учеб. пособие для втузов. 3-е изд., стер.М.: Наука, 1975. 384 с.4. Коловский М.З. Динамика машин. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1989. 263 с.5. Колчин Н.И. Механика машин: В 2 т. Т. 1:Структура и кинематика механизмов. Геометрический и кинематический анализы и синтезмеханизмов. 3-е изд., перераб. Л.: Машиностроение, 1971. 560 с.6. Колчин Н.И.
Механика машин: В 2 т. Т. 2:Кинетостатика и динамика машин. Трение вмашинах. 3-е изд., перераб. Л.: Машиностроение, 1972. 455 с.7. Литвин Ф.Л. Теория зубчатых зацеплений. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Наука, 1968. 584 с.8. Механика машин: учеб. пособие для втузов / И.И. Вольфсон, М.Л. Ерихов, М.З. Ко-ловский и др.; под ред. Г.А. Смирнова. М.:Высш. шк., 1996. 511 с.9. Очков В.Ф. MathCAD 14 для студентов,инженеров и конструкторов. СПб.: БХB-Пeтербург, 2007. 368 с.10. Силовой расчет механизмов: учеб.
пособие / Г.А. Тимофеев, В.Б. Тарабарин, Л.А. Черная и др.; под ред. В.Б. Тарабарина. М.: Изд-воМГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. 88 с.11. Теория механизмов и механика машин:учеб. для вузов / под ред. К.В. Фролова. 5-е изд.,стер. М.: Высш. шк., 2005. 496 с.12. Теория механизмов и механика машин:учеб. пособие для студентов вузов / М.З. Коловский, А.Н. Евграфов, Ю.А. Семенов, А.В. Слоущ.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
