126087 (690869), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

2.8 Сравним полученные значения Р^ур, рассчитанные по методу плана сил и методом рычага Жуковского.

Вывод: Проведя силовой анализ механизма, определили реакцию опор, нашли уравновешивающую силу, выяснили, что на данный механизм влияют силы инерции.

РАЗДЕЛ III

Проектирование эвольвентного зубчатого зацепления

Задачами проектирования является выбор исходных данных, расчет геометрических параметров, контрольных размеров, качественных показателей и кинематических параметров эвольвентного зубчатого зацепления. Исходные данные для расчета:

Наименование параметра	Обозначение	Значение
Число зубьев шестерни		14
Число зубьев колеса		27
Модуль	m	2,5 мм
Угол наклона		0°
Угол профиля		20°
Коэффициент высоты головки		1
Коэффициент граничной высоты		2
Коэффициент радиального зазора	с*	0,25
Коэффициент смещения у шестерни		0,826
Коэффициент смещения у колеса		0,399

3.1 Рассчитываем передаточное число зубчатых колес:

Выбираем коэффициент смещения по таблице 4,5,6 стр. 67,68 [5] по передаточному отношению х₁ и х₂.

Определяем коэффициент суммы смещения:

Определяем угол зацепления:

26°38'

Определим межосевое расстояние:

мм

3.2 Рассчитываем диаметр зубчатых колес.

Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:

мм

мм

Определяем начальный диаметр шестерни и колеса:

мм

мм

Определяем коэффициент воспринимаемого смешения:

мм

Определим делительное межосевое расстояние:

мм

Определяем коэффициент уравнительного смещения:

мм

Определяем диаметр вершины зубьев шестерни и колеса:

мм;

мм

Определяем диаметр впадины шестерни и колеса:

мм

мм

Проверка вычислений межосевого расстояния:

мм;

мм.

3.3 Рассчитываем размеры для контроля взаимного положения разноименных профилей зубьев.

Определяем нормальную толщину шестерни и колеса:

мм;

мм.

3.4 Рассчитываем размеры для контроля номинальной поверхности зуба.

Определяем основной диаметр шестерни и колеса:

мм

мм

Определяем угол профиля зуба в точке на окружности вершин шестерни и колеса:

;

40°30'

30°30'

Определяем радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке шестерни и колеса:

мм;

мм.

3.5 Рассчитываем размеры для контроля взаимного положения одноименных профилей зубьев.

Определяем шаг зацепления:

мм.

Определяем делительный шаг окружности:

мм.

Определяем осевой шаг:

3.6 Проверим качество зацепления по геометрическим показателям.

Определим коэффициент наименьшего смещения шестерни и колеса:

.

Проверим отсутствия интерференции зубьев.

Определим радиус кривизны в граничной точке профиля зуба шестерни и колес:

Определяем коэффициент торцевого перекрытия:

3.7 Расчет кинематических параметров

Определяем удельное скольжение профиля зуба в заданной точке шестерни и колеса:

− в нижней точке зуба:

− на вершине зуба:

Строим картину эвольвентного зацепления по методике [4] стр.18-20 в масштабе:

РАЗДЕЛ IV

Синтез кулачкового механизма

Синтез кулачкового механизма заключается в определении основных геометрических параметров кулачкового механизма и построении профиля кулачка, обеспечивающий заданный закон движения толкателей.

Основные геометрические параметры кулачкового механизма определяют по заданному закону движения и условию обеспечения допустимого угла давления для механизмов с поступательно-движущимся роликовым толкателем.

Для толкателя характерными являются 4 фазы движения:

1. Фаза подъема, определяемая углом поворота кулачка, и обозначается

2. Фаза верхнего выстоя

3. Фаза опускания

4. Фаза нижнего выстоя

По заданному закону движения толкателя

Строим аналог ускорений.

Для этого определим рабочий угол кулачка:

Определим масштабы диаграмм:

Масштаб времени:

Масштаб ускорений:

Масштаб скорости:

Определяем минимальный радиус кулачка по методу Геронимуса. Для этого строим диаграмму S=S(φ₁).

При этом масштабе на обеих осях должны быть между собой равны .

В случае неравенства указанных масштабов определяется угол v, под которым проводится наклонная прямая MN. Угол v откладываем на горизонтальной оси в сторону, обратную вращению кулачка.

=54°20'

К полученной кривой проводим касательные АВ и СД под углом 63°.

r_min = OС₀ = м

Построение профиля кулачка ведём по методике, описанной в [3] стр.15.

Область, ограниченная углом ВО₁Д будет зоной расположения возможных центров вращения кулачка.

Определим радиус ролика :

r< 0,7_min = 0,7x17=11,9мм

r< 0,4 R_min = 0,4x34=13,6мм

За радиус ролика принимаем меньшее из меньшего значения r = 10 мм

Через точки 1 ^/,2 ^/ и т.д. проводим касательные, которые пересекаясь с соответствующими окружностями дадут центровой профиль кулачка. Практический профиль вычерчивается, как огибающая окружностей, проведенных из центров, расположенных на центровом профиле, радиусом ролика.

ЛИТЕРАТУРА

1. Методические указания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин,− Курган, КМИ, 1984г.

2. Силовой расчёт механизмов. Методические указания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин, Курган, КМИ, 1992г.

3. Синтез кулачковых механизмов. Методические указания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин, Курган, КМИ, 1985г.

4. Проектирование эвольвентного зацепления и планетарного механизма с применением ЭВМ. Методические указания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин, Курган, КМИ, 1989г.

5.Кореняко А.С., Курсовое проектирование по теории механизмов и машин, М.−Л., изд. Машиностроение, 1964г. 324с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы