125104 (690278), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

X_1max>X₁>X_1min

Значение X_1min приведено в приложение .Максимальный коэффициент смещения получается графическими построениями.X_1min=0,240,а X_1max=0,93.

Из данного неравенства определяем Х₁=0,6.

3.1.2 Построение станочного зацепления

Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводиться, как огибающая ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью исходного производящего контура реечного инструмента, а переходная кривая профиля зуба – закругленным участком.

Построения производятся следующим образом.

1. Проводим делительную dw₁ и основную d_b1 окружности, окружности вершин d_a1 и впадин d_f1.

2. Откладываем от делительной окружности с учетом знака смещения x₁m и проводят делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента. Эта прямая проходит выше делительной окружности колеса, что соответствует положительному смещению инструмента x₁m . На расстоянии h_a* m верх и вниз от делительной прямой проводят прямые граничных точек ,а на расстоянии (h_c*m+C*m) - прямые вершин и впадин; станочно-начальную прямую Q-Q проводят касательной к делительной окружности в точке Р₀ (полюс станочного зацепления).

3. Проводим линию станочного зацепления N₀ Р₀ через полюс станочного зацепления Р₀ касательно к основной окружности в точке N₀ эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы .

4. Строим исходный производящий контур реечного инструмента так , чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью. Симметрично относительно вертикали РО строим профиль второго исходного производящего контура. Расстояние между одноименными профилями зубьев сходного контура равно шагу р= m .

5. Строим профиль зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура.

Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного производящего контура проводим вспомогательную прямую касательно к окружности вершин. Фиксируем точку пересечения линий и прямолинейной частью профиля инструмента, и центра закругленного участка профиля в точку L.Далее строим круговую сетку , с помощью которой производим обкатку зуба проектируемого колеса исходным производящим контуром. Получаем эвольвентный профиль зуба. Далее производим копирование зубьев по делительной окружности.

3.2 Построение проектируемой зубчатой передачи

Построение производим используя приложение.

1. Откладываем межосевое расстояние а_w и проводим окружности d_w1 d_w2 делительные d₁, d₂, и основные d_b1, d_b2, окружности вершин d_а1, d_а2, и впадин d_f1, d_f2,

Начальные окружности касаются в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно ym. Расстояние между окружностями вершин одного колеса и окружностями впадин другого, измеренное по оси, равно С*m .

1. Через полюс зацепления касательной к основным окружностям колес проводим линию зацепления. В точке касания N₁ и N₂ называются предельными точками линии зацепления. Буквами В₁ и В₂ отмечена активная линия зацепления ,точка В₁ – точка начала зацепления , точка В₂ - точка конца зацепления.

Зубья шестерни копируем из построения станочного зацепления, а зубья зубчатого колеса получаем графическим построением.

3.3 Расчет планетарного редуктора

Для расчета планетарного редуктора предварительно задана его схема с к=3. Передаточное отношение:

в тоже время:

где - общее передаточное отношение,

- передаточное отношение планетарного редуктора,

- передаточное отношение зубчатой передачи,

23/13=1.7

Отсюда находим передаточное отношение планетарного редуктора .

=9.5/1.7=6

Уравнение передаточного отношения:

Уравнение соосности:

или при m₁₂=m₃₄

Z₁+Z₂=Z₄-Z₃

Уравнение сборки имеет вид:

Условие совместимости при Z₂>Z₃:

>

Решение проводим методом сомножителей. Из условия передаточного отношения определяем числовое значение , и полученное число раскладываем на сомножители А, В, С, D, которым числа зубьев Z₁,Z₂,Z₃,Z₄, должны быть соответственно пропорциональны. Чтобы обеспечить соосность механизма вводят дополнительные множители.

С учетом условий соосности получаем:

Z₁=A(D-C)q

Z₂=B(D-C)q

Z₃=C(A+B)q

Z₄=D(A+B)q

Общий множитель q подбираем так, чтобы числа зубьев были целыми и Z₁>17, Z₂>17, Z₃ 20, Z₄ 85, Z₄- Z₃ 8.

Из изложенного выше находим числа зубьев зубчатых колес:

BD= AC

Z₁=2 (2-1)*10=20

Z₂=80(2-1)*10=50

Z₃=25(2+5)*10=70

Z₄=700(2+5)*10=140

Проверка условия сборки:

20*6*(1+3*1)/3=160 – условие выполнено

Проверка условия соседства:

Sin60>(50+2*1)/(50+20)=0.74<0.866 – условие выполнено

На третьем листе проекта изображена схема планетарного редуктора и определены скорости точек контакта зубчатых колес.

4. Проектирование кулачкового механизма

4.1 Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования

Заданный закон движения толкателя – прямолинейный симметричный. График скорости V_b=f(t) толкателя можно получить методом графического интегрирования из графика ускорения толкателя, а график перемещения толкателя – методом графического интегрирования из графика скорости толкателя.

Масштаб по оси абсцисс определяем по формуле:

где b – база графика, мм,

- угол рабочего профиля кулачка,

в нашем случае b =240мм,

103.4мм/рад

Для соблюдения равенства масштабов отрезки интегрирования К в обоих случаях должны быть равны или равными 103.4мм/рад.

Масштаб перемещения:

где - максимальная ордината на графике перемещений центра ролика толкателя, мм h – ход толкателя(по условию=0.039м).

Из графика перемещений находим, что =64мм,

=64/0.039=1641мм/м

Масштаб передаточной функции скорости:

=1641*40/103.4=634.8мм/(мрад^-1)

Масштаб передаточной функции ускорения:

=634.8*40/103.4=245.6мм/(мрад^-2).

4.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

Для определения минимального радиуса кулачка r₀ необходимо построить область допустимых решений. Для этого строим график зависимости перемещения толкателя от его скорости. Перемещение будем откладывать по дуге перемещения толкателя, а скорость – по лучам проведенным из оси вращения толкателя до центра толкателя.

Из крайних левой и правой точек от перпендикуляра к лучам отложим допустимые углы давлений (по условию =45^о). Там, где эти прямые пересекутся получится точка О. Расстояние от начала координат до точки О и есть минимальный радиус кулачка.

4.3 Построение профиля кулачка

При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость, равную . При этом кулачок становится неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной по величине, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

При построении профиля кулачка из центра – точки О проводят окружность радиусом r₀ . Затем отмечают на окружности заданный рабочий угол кулачка и делят полученный сектор на части(их количество должно быть равно количеству отрезков разбиения на графике). На каждом полученном радиусе откладывают соответствующее перемещение толкателя в масштабе и соединяют полученные точки плавной кривой. Таким образом получают теоретический (центровой) 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.

Радиус ролика выбирается соотношением : Rp=(0.25-0.4)r₀ .

Так как полученный минимальный радиус кулачка в нашем случае равен 110мм, возьмем радиус ролика равный :

Rp=0.3*110=33мм.

В конце строим график зависимости угла давления от положения толкателя. Для этого в каждой точке теоретического профиля проводим нормаль и измеряем угол между этой нормалью и радиусом. Этот угол откладываем на оси ординат. Полученные точки соединяем плавной линией.

Вывод

По первому листу:

1) Динамическая модель машины с числом степеней свободы w =1 представляет звено приведения с моментом инерции суммарным моментом . Значения J^np и М^пр не зависят от скорости звена приведения.

2) Расчет показал, что в состав первой группы звеньев надо ввести дополнительную маховую массу - маховик, который обеспечивает колебания угловой скорости в пределах, заданных коэффициентом неравномерности . Этот маховик устанавливается на валу электродвигателя.

Необходимый момент инерции маховика J_max приблизительно равен J_1необ.

По второму листу:

1) Полученная погрешность при определении моментов, действующих на первое звено, составляет приблизительно 5 %. Она возникает из-за неточности построений плана ускорений и графиков сил (а, следовательно, и неточности определения численных значений ускорений и сил) и из-за незначительной погрешности линейки.

2) Так как целью второго листа была также и проверка первого, то можно сказать, что первый лист выполнен правильно, потому что погрешность небольшая.

По третьему листу:

1) Коэффициент смещения инструмента для зубчатого зацепления выбран исходя из следующих факторов: недопустимости подрезания, заострения зубьев и недопустимости взаимного внедрения профилей при работе.

2) При расчете планетарного механизма числа зубьев находились подбором, при этом использовался метод сомножителей, соседства, сборки и условие целого числа зубьев.

По четвертому листу:

Кулачок спроектирован по заданному закону движения с учетом допустимого угла давления.

Характеристики

Список файлов курсовой работы